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中型客车驱动桥零件图和装配图+++


中型客车驱动桥零件图和装配图

摘 要
驱动桥作为汽车四大总成之一,它的性能的好坏直接影响整车性能,对于轻 型客车也很重要。驱动桥位于传动系的末端,它的基本功用是将传动轴或变速器 传来的转矩增大并适当减低转速后分配给左、右驱动轮,另外还承受作用于路面 和车架或车身之间的垂直力,纵向力和横向力。通过提高驱动桥的设计质量和设 计水平,以保证汽车良好的动力

性、安全性和通过性。 此次轻型客车驱动桥设计主要包括:主减速器、差速器、车轮传动装置和驱 动桥壳进行设计。主减速器采用单级主减速器;差速器设计采用普通对称圆锥行 星差速器;车轮传动装置采用全浮式半轴;驱动桥壳采用整体型式;并对驱动桥 的相关零件进行了校核。 本文驱动桥设计中,利用了 CAXA 绘图软件表达整体装配关系和部分零件图。 关键词:驱动桥;主减速器;差速器;半轴;桥壳

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Abstract
Drive axle is the one of automobile four important assemblies. It’s performance directly influences on the entire automobile,especially for the Sports Utility Vehicles . Driving axle set at the end of the transmission system. The basic function of driving axle is to increase the torque transported from the transmission shaft or transmission and decrease the speed ,then distribute it to the right、left driving wheel, another function is to bear the vertical force、lengthways force and transversals force between the road surface and the body or the frame. In order to obtain a good power performance, safety and trafficability characteristic, engineers must promote quality and level of design Driving axle design of the Zotye2008 Sports Utility Vehicles mainly contains: main gear box, differential, transmitted apparatus of wheel and the housing of driving axle. The main gear box adopted single reduction gear and the differential adopted a common, symmetry, taper, planet gear. Transmission apparatus of wheel adopted full floating axle shaft, and the housing of driving axle adopted the whole pattern,and proofread interrelated parts. During the design process, CAXAdrafting software is used to expresses the wholes to assemble relationship and part drawing by drafting. Key words:driving axle; main gear box; differential; half shaft; housing

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目 录
第 1 章 绪 论 .................................................................................................................. 4 1.1 驱动桥简介 ............................................................................................... 4 1.2 驱动桥设计的要求 ................................................................................... 2 第 2 章 驱动桥的结构方案分析 .................................................................................... 3 第 3 章 驱动桥主减速器设计 ........................................................................................ 5 3.1 主减速器简介 ........................................................................................... 5 3.2 主减速器的结构形式 ............................................................................... 5 3.3 主减速器的齿轮类型 ............................................................................... 5 3.4 主减速器主动齿轮的支承型式 ............................................................... 6 3.5 主减速器的减速型式 ............................................................................... 6 3.6 主减速器的基本参数选择与设计计算 ................................................... 7 3.6.1 主减速比的确定 ............................................................................ 7 3.6.2 主减速器齿轮计算载荷的确定 .................................................... 7 3.6.3 主减速器齿轮基本参数选择 ........................................................ 8 3.6.4 主减速器双曲面锥齿轮设计计算 .............................................. 11 3.6.5 主减速器双曲面齿轮的强度计算 .............................................. 18 3.7 主减速器齿轮的材料及热处理 ............................................................. 21 第 4 章 差速器设计 ...................................................................................................... 23 4.1 差速器简介 ............................................................................................. 23 4.2 差速器的结构形式的选择 ..................................................................... 23 4.2.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 .................................. 23 4.2.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 .......................................... 24 4.3 差速器齿轮主要参数的选择 ................................................................. 25 4.4 差速器齿轮的几何尺寸计算与强度校核 ............................................. 27 第 5 章 驱动车轮的传动装置 ...................................................................................... 30 5.1 车轮传动装置简介 ................................................................................. 30 5.2 半轴的型式和选择 ................................................................................. 30 5.3 半轴的设计计算与校核 ......................................................................... 30 5.4 半轴的结构设计及材料与热处理 ......................................................... 31 第 6 章 驱动桥壳设计 .................................................................................................. 33
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6.1 驱动桥壳简介 ......................................................................................... 33 6.2 驱动桥壳的结构型式及选择 ................................................................. 33 6.3 驱动桥壳强度分析计算 ......................................................................... 33 6.3.1 当牵引力或制动力最大时 .......................................................... 33 6.3.2 通过不平路面垂直力最大时 ...................................................... 35 第 7 章 结论 .................................................................................................................. 36 参考文献 ........................................................................................................................ 37 致 谢 .............................................................................................................................. 38 附 录 A ........................................................................................................................... 39

第1章 绪 论
1.1 驱动桥简介
在科学技术快速发展的今天,随着汽车工业的不断进步以及客车应用的普及, 汽车的各项性能指标也在不断提高,作为传动系末端的驱动桥的设计,更要有进 一步的改进,以适应市场的需要,促进汽车行业的发展。驱动桥处于动力系的末 端。其功用是将传动轴或变速器传来的转矩增大并适当减低转速后分配给左、右 驱动轮,承载着汽车的满载荷重及地面经车轮、车架及承载式车身经悬架给予的
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铅垂力、纵向力、横向力及其力矩,以及冲击载荷;驱动桥还传递着传动系中的 最大转矩,桥壳还承受着反作用力矩。汽车驱动桥结构形式除对汽车的可靠性与 耐久性有重要影响外,也对汽车的行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性、 机动性和操动稳定性等有直接影响。必须有合理的驱动桥设计,才能满足汽车有 良好的汽车动力性、通过性和安全可靠性。

1.2 驱动桥设计的要求
驱动桥一般包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件。 驱动桥的机构型式虽然各不相同,但在使用中对它们的基本要求却是一致的, 驱动桥的基本要求可以归纳为: (1) 驱动桥主减速器所选择的主减速比应能满足汽车在给定使用条件下具有 最佳的动力性和燃料经济性。 (2) 驱动桥轮廓尺寸应与汽车的总体布置和要求的驱动桥离地间隙相适应。 (3) 驱动桥在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。 (4) 驱动桥具有足够的强度和刚度,以承受和传递作用于路面和车架或车身间 的各种力和力矩。在此条件下,尽可能降低质量,尤其是簧下质量,减少不平路 面的冲击载荷,提高汽车的平顺性。 (5) 驱动桥的齿轮及其他传动部件工作平稳,噪声小。 (6) 驱动桥与悬架导向机构运动协调。 (7) 驱动桥总成及其他零部件的设计应能尽量满足零件的标准化、部件的通用 化和产品的系列化及汽车变型的要求。 (8) 驱动桥结构简单,加工工艺性好,制造容易,维修、调整方便。 (9) 随着汽车向采用大功率发动机和轻量化方向的发展以及路面条件的改善, 近年来主减速比有减小的趋势,以满足高速行驶的要求。

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第2章 驱动桥的结构方案分析
驱动桥的结构型式按工作特性分,可以归并为两大类,即非断开式驱动桥和 断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时,应该选用非断开式驱动桥;当驱 动车轮采用独立悬架时,则应该选用断开式驱动桥。因此,前者又称为非独立悬 架驱动桥,后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构较复杂,但可以大大 提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。 1)非断开式驱动桥 普通非断开式驱动桥,由于结构简单、造价低廉、工作可靠,广泛用在各种 载货汽车、 客车和公共汽车上, 在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。 他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同,但是有一个共同特点,即桥壳 是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁,齿轮及半轴等传动部件安装在其中。 这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量,汽车簧下质量较大, 这是它的一个缺点。 驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的型式。在汽车轮胎尺寸和驱动桥下 的最小离地间隙已经确定的情况下,也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。 在给定速比的条件下, 如果单级主减速器不能满足离地间隙要求, 可用双级结构。 在双级主减速器中,通常把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳体内,也可以将 第二级减速齿轮作为轮边减速器。 对于轮边减速器: 越野汽车为了提高离地间隙, 可以将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方; 公共汽车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度,以提高稳定性和乘客上下车 的方便,可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方;有些双层公共 汽车为了进一步降低车厢地板高度,在采用圆柱齿轮轮边减速器的同时,将主减 速器及差速器总成也移到一个驱动车轮的旁边。 在少数具有高速发动机的大型公共汽车、多桥驱动汽车和超重型载货汽车上, 有时采用蜗轮式主减速器,它不仅具有在质量小、尺寸紧凑的情况下可以得到大 的传动比以及工作平滑无声的优点,而且对汽车的总体布置很方便。 2)断开式驱动桥 断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右 驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的,并且彼此之间可 以做相对运动,所以这种桥称为断开式的。另外,它又总是与独立悬挂相匹配, 故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段,主减速器及差速器等是悬置在车架横 梁或车厢底板上,或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱 动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以 彼此独立地相对于车架或车厢作上下摆动,相应地就要求驱动车轮的传动装置及 其外壳或套管作相应摆动。
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汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平 顺性的主要因素,而汽车簧下部分质量的大小,对其平顺性也有显著的影响。断 开式驱动桥的簧下质量较小,又与独立悬挂相配合,致使驱动车轮与地面的接触 情况及对各种地形的适应性比较好,由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时 的振动和车厢倾斜,提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度,减小车轮和车桥上 的动载荷及零件的损坏,提高其可靠性及使用寿命。但是,由于断开式驱动桥及 与其相配的独立悬挂的结构复杂,故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的 一部分轿车及一些越野汽车上,且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的 重型越野汽车。 3)多桥驱动的布置 为了提高装载量和通过性,有些重型汽车及全部中型以上的越野汽车都是采 用多桥驱动,常采用的有 4× 4、6× 6、8× 8 等驱动型式。在多桥驱动的情况下,动 力经分动器传给各驱动桥的方式有两种。相应这两种动力传递方式,多桥驱动汽 车各驱动桥的布置型式分为非贯通式与贯通式。前者为了把动力经分动器传给各 驱动桥,需分别由分动器经各驱动桥自己专用的传动轴传递动力,这样不仅使传 动轴的数量增多, 且造成各驱动桥的零件特别是桥壳、 半轴等主要零件不能通用。 而对 8× 8 汽车来说,这种非贯通式驱动桥就更不适宜,也难于布置了。 为了解决上述问题,现代多桥驱动汽车都是采用贯通式驱动桥的布置型式。 在贯通式驱动桥的布置中,各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内,并且 各驱动桥不是分别用自己的传动轴与分动器直接联接,而是位于分动器前面的或 后面的各相邻两桥的传动轴,是串联布置的。汽车前后两端的驱动桥的动力,是 经分动器并贯通中间桥而传递的。其优点是,不仅减少了传动轴的数量,而且提 高了各驱动桥零件的相互通用性,并且简化了结构、减小了体积和质量。这对于 汽车的设计(如汽车的变型)、制造和维修,都带来方便。 本次设计的是轻型客车的后驱动桥,由于普通的非断开式驱动桥结构简单、 造价低廉、工作可靠,故采用此种形式较为适宜。

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第3章 驱动桥主减速器设计
3.1 主减速器简介
主减速器的功用是将传动轴输入的转矩增大并相应降低转速,以及当发动机 纵置时具有改变转矩旋转方向的作用。

3.2 主减速器的结构形式
主减速器的结构型式,主要是根据其齿轮类型、减速形式以及主动齿轮、从 动齿轮的支承形式和主减速器的减速形式的不同而异。

3.3 主减速器的齿轮类型
主减速器齿轮主要有弧齿锥齿轮、 双曲面齿轮、 圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等型式。

图 3-1 主减速器双曲面锥齿轮传动形式 a)弧齿锥齿轮传动 b)双曲面齿轮传动 c)圆柱齿轮传动 d)蜗轮蜗杆传动

本次设计采用双曲面锥齿轮(如图 3-1b)的主、 从动齿轮的轴线相互垂直但不相 交。 双曲面齿轮有如下优点: (1)由于存在偏移距,双曲面齿轮副使其主动齿轮的 ?1 大于从动齿轮的 ? 2 , 这样同时啮合的齿数较多,重合度较大,不仅提高了传动平稳性,而且使齿轮的 弯曲强度提高约 30%。 (2)双曲面齿轮传动的主动齿轮直径及螺旋角都较大,所以相啮合齿轮的当 量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮的大,其结果使齿面的接触强度提高。 (3)双曲面主动齿轮的 ?1 变大,则不产生根切的最小齿数可减少,故可选用 较少的齿数,有利于增加传动比。 (4)双曲面齿轮传动的主动齿轮较大,加工时所需刀盘刀顶距较大,因而切 削刃寿命较长。 (5) 双曲面主动齿轮轴布置从动齿轮中心上方, 便于实现多轴驱动桥的贯通,

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增大传动轴的离地高度。布置在从动齿轮中心下方可降低万向传动轴的高度,有 利于降低轿车车身高度,有利于降低轿车车身高度,并可减少车身地板中部凸起 通道的高度。

3.4 主减速器主动齿轮的支承型式
现代汽车主减速器主动锥齿轮的支撑形式有:悬臂式(如图 3-2)和跨置式支 承(如图 3-3) 。 悬臂式支撑的结构特点是,在锥齿轮大端一侧有较长的轴,并在其上安装一 对圆锥滚子轴承。 悬臂式支承的结构特点是在锥齿轮大端一侧有较长的轴,并在其上安装一对 圆锥滚子轴承。两轴承的圆锥滚子的大端应朝外,这样可以减小悬臂长度 a 和增加 两支承间的距离 b ,以改善支撑刚度。为了尽可能的地增加支承刚度,支承距离 b 应大于 2.5 倍的悬臂长度 a 。为了方便拆装,应使靠近齿轮的轴承轴径比另一轴承 的支承轴径大些。悬臂式支承结构简单,支承刚度差,用于传动转矩较小的减速 器上。

图 3-2 悬臂式

图 3-3 跨置式

综上所述本次设计采用悬臂式支撑教为合理。

3.5 主减速器的减速型式
主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速、单级贯通、双级贯通、 主减速及轮边减速等。 影响减速型式选择的因素有汽车的类型、使用条件、驱动桥处的离地间隙、 驱动桥数和布置形式以及主传动比 i 0 有关, 主要取决于影响动力性, 经济性等整车 性能的主减速比 i 0 的大小。 单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、制造成本低、使用简单等 优点。因而广泛应用于主传动比 i 0 ≤7 的乘用车和总质量较小的商用车上。单级主 减速器, 其结构如图 3-4 所示。其特点是将主减速器与差速器组合为一个大总成并 从整体桥壳前面的开孔装入桥壳内,拆装方便。本次设计采用单级主减速器。

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图 3-4 单级主减速器布置形式 1)桥壳 2)从动锥齿轮 3)主动锥齿轮 4)差速器半轴

3.6 主减速器的基本参数选择与设计计算
3.6.1 主减速比的确定
主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最 高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。i 0 的选择应在汽车总体设计 时和传动系的总传动比 i 一起由整车动力计算来确定。可利用在不同 i 0 下的功率 平衡来研究 i 0 对汽车动力性的影响。通过优化设计,对发动机与传动系参数作最 佳匹配的方法来选择 i 0 值,可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。 对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说,在给定发 动机最大功率 Pamax 及其转速 np 的情况下,所选择的 i 0 值应能保证这些汽车有尽可 能高的最高车速 Va max 。这时 i 0 值应按下式来确定:

rr n p i0 ? 0.377 Va maxi gh
=0.377 =5.042 式中

?4 ?

(3-1)

0.3014 ? 4500 120 ? 0.845

rr ——车轮的滚动半径,r r =0.3014m;

i gh ——变速器最高挡传动比,igh=0.845; 再把对应的 np=4500r/n , Va max =120km/h , ,代入(3-1)计算出 i 0 =5.042
根据计算结果和与参考现有同类车型,并考虑将确定的主、从动主减速器齿 轮齿数,确定 i 0 =5.042。故本设计采用单级主减速器。

3.6.2 主减速器齿轮计算载荷的确定
1).按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce
Tce ? kd ? Te max? k ? i1 ? i f ? i0 ?? / n
?4 ?

N ?m

(3-2)

式中

k d ——由于猛接合离合器而产生的动载荷系数, k d =1 ?4 ? ;

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Te max ——发动机的输出的最大转矩,轻型客车在此取 157 N ? m ;

k——为液力变矩器变矩系数,k=1 ?4 ? ;
i1 ——是变速器最低档传动比, i1 =4.218

i f ——分动器传动比,在此取 1;
i 0 ——主减速器传动比,此前已算出 i 0 =5.042

? ——变速器传动效率,在此取 0.9 ?1? ;

n ——该汽车的驱动桥数目在此取 1 ?4 ? ;
代入以上各参数可求 Tce 1? 157 ? 1? 4.218 ? 1? 5.042 ? 0.9 Tce = =3005.0491 N ? m 1 2).按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 Tcs

Tcs ? G2 m2' ?rr /?? m ? im ? ?4 ?
式中

N ?m

(3-3)

G 2 = ma ? g ? 60% =1195×9.8×0.6=7026.6(N); ' m ' 2 ——汽车最大加速时的后轴转移负荷系数,乘用车 m 2 =1.2-1.4 ?4 ? ,在此取

m ' 2 =1.3;

? ——轮胎对地面的附着系数,对于安装一般轮胎的公路用车,取 ? =0.85 ?4 ? ;
对于越野汽车取 1.0; 对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车, 计算时 可取 1.25,此处 ? =0.85;

rr ——车轮的滚动半径,在此选用轮胎型号为 6.00-14、8 层级,滚动半径为
0.3014m;

? m , i m ——分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率
和传动比,? m 取 0.95 ?4 ? ,由于没有轮边减速器 i m 取 1.0 ?4 ? ; 代入数据算得 Tcs ? 7026.6 ? 1.3 ? 0.85 ? 0.3014/(1 ? 0.95)=2463.3558 N ? m 。 3).主动锥齿轮的计算转矩 Tz
Tz =

Tc i0 ηG

?4 ?

=

2463 .3558 =542.8524 N ? m 5.042 ? 0.9

(3-4)

式中,
Tc ——主动齿轮的前面从动齿轮计算转矩中的较小值, Tc =2463.3558;

从动锥齿轮间的传动效率, 对于双曲面锥齿轮主减速器传动比 i 0 <6 η G ——主、 时,η G =0.9;

i 0 ——主减速器传动比,此前已算出 i 0 =5.042;
代入数据计算得到 Tz =542.8524 N ? m 。

3.6.3 主减速器齿轮基本参数选择
主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数 z 1 和 z 2 ,从动锥齿轮大端
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分度圆直径 D2 、端面模数 mt 、主从动锥齿轮齿面宽 b 1 和 b 2 、中点螺旋角 ? 、法向 压力角 ? 等。 (1)齿数的选择 1)为了磨合均匀, z 1 、 z 2 之间应避免有公约数。 2)为了得到理想的齿面重合度和高的齿轮弯曲强度,主、从齿轮齿数和不 应少于 40。 3)为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度,对于乘用车, z 1 一般不少 于 9;对于商用车, z 1 一般不少于 6。 4)当主传动比 i 0 较大时,尽量使 z 1 取得少些,以便得到满意的离地间隙。 5)对于不同的主传动比, z 1 和 z 2 应有适宜的搭配。 z 46 根据上述原则选取 z 1 =9, z 2 =46,则 i 0 = 2 = =5.11 符合要求。 z1 9 (2)节圆直径的选择 可根据从动锥齿轮的计算转矩(式 3-2、式 3-3 中较小的一个为计算依据)按 经验计算公式选出:
d2 ? Kd2 3 Tj
?4 ?

(3-5) 取 203 ㎜

=15× 3 2463 .3558 =202.58 ㎜ 式中

d 2 ——从动锥齿轮的节圆直径,203 ㎜;

K d 2 ——直径系数,一般为 K d 2 =13~16 ?4 ? ,取 K d 2 =15;
、式(3-3)求得,并取其中较小者 T j T j ——计算转矩, N ? m ;已由(3-2) =min[ Tce , Tcs ]=2463.3558 N ? m 。 (3)齿轮端面模数的选择 按式 ms = d 2 / z 2 ?4 ? =203/46=4.41 ㎜ d 2 选定后, 校核式为: 式中 (3-6) (3-7)

K m = ms / 3 T j

得出 ms =4.72mm.参考 ?3 ? 表 23.4-3 中 ms 选取标准值 5mm

T j ——计算转矩, N ? m ,见式(3-5)下的说明;
K m ——模数系数, K m =0.3~0.4。

ms =5mm 满足模数系数 K m =0.3~0.4 故符合要求。
ms ? d2 / z2 , d2 =203 ㎜, z 2 =46, z1 ? 9 。
(4)齿面宽的选择 锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命,反而会导致因锥齿轮轮齿小 端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小,这样不但会减小了齿根圆
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角半径,加大了集中应力,还降低了刀具的使用寿命。此外,安装时有位置偏差 或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端,会引起轮齿 小端过早损坏和疲劳损伤。另外,齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄, 轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。汽车主减速器双曲面齿轮的从动齿面宽
b 2 (㎜)推荐为: b 2 =0.155 d 2
?4 ?

=0.155×203=31.465 ㎜ 取 32 ㎜

(3-8)

式中 d 2 ——从动齿轮节圆直径。 一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大,使其在大齿轮齿面两端都超 出一些,通常小齿轮的齿面加大 10%较为合适,在此取 b 1 =36 mm (5)双曲面齿轮的偏移距 E E 值过大将使齿面纵向滑动过大,从而引起齿面早期磨损和擦伤;E 值过小, 则不能发挥双曲面齿轮的特点。一般对于乘用车,E ? 0.2 d 2 根据这一原则取 E=40 ㎜。 (6)中点螺旋角 ? 螺旋角沿齿宽是变化的,轮齿大端的螺旋角最大,轮齿小端螺旋角最小,弧 齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的,选 ? 时应考虑它对齿面重合度 ? ,轮齿强度和 轴向力大小的影响, ? 越大,则 ? 也越大,同时啮合的齿越多,传动越平稳,噪声 越低,而且轮齿的强度越高, ? 应不小于 1.25,在 1.5~2.0 时效果最好,但 ? 过 大,会导致轴向力增大。 汽车主减速器弧齿锥齿轮的螺旋角或双曲面齿轮的平均螺旋角为 35°~40 ?4 ? , 而乘用车选用较大的 ? 值以使运转平稳噪声低,故取为 40°。 (7)螺旋方向 ?1? 主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其 所受的轴向力的方向,当变速器挂前进挡时,应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶 方向,这样可使主、从动齿轮有分离的趋势,防止轮齿因卡死而损坏。所以主动 锥齿轮选择为左旋,从锥顶看为逆时针运动,这样从动锥齿轮为右旋,从锥顶看 为顺时针,驱动汽车前进。 (8)法向压力角α
?1?
?4 ?

=0.2×203=40.6。

法向压力角大一些可以增加轮齿强度,减少齿轮不发生根切的最少齿数,也 可以使齿轮运转平稳,噪音低。对于乘用车双曲面齿轮,由于其从动齿轮轮齿两 侧的法向压力角相等,而主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不相等,故平均压力角 α 一般选用 20°。 (9)铣刀盘名义半径 rd 的选择 刀盘的名义半径是指通过被切齿轮齿间中点的假象同心圆的直径,为了减少 刀盘规格,刀盘名义半径已标准化,并规定每一种名义半径的刀盘可加工一定尺
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寸范围的双曲面齿轮。按从动齿轮节圆直径 d 2 在 ?4 ? 的表 3-14 中选取刀盘名义半径

rd =95.2500 ㎜。

3.6.4 主减速器双曲面锥齿轮设计计算
主减速器的双曲面齿轮的几何尺寸计算步骤按表 3-1 来计算 ?4 ? 。

表 3-1 双曲面齿轮的几何尺寸计算用表 序号 (1) (2) (3) (4) (5) (6) (7) (8) (9) (10) (11) (12) 计 算 公 式

单位㎜ 注释 小齿轮齿数 大齿轮齿数

z1 ? 9

z 2 ? 46
(1) ? 0.1957 ( 2)
b 1 =36
E=40

大齿轮齿面宽 偏心距 大齿轮分度圆直径 刀盘名义半径 小齿轮螺旋角的预选 值

d 2 =203

rd ? 95.2500

?1? ? 0.8727
tan ?1? ? 1.1918 cot? 2i ? 1.2(3) ? 0.2348 sin ? 2i ? 0.9735
Rm 2 ? (6) ? (4)(11) ? 83.9765 2. 0

大齿轮在齿面宽中点 处的分度圆半径

(13) (14) (15) (16) (17) (18) (19) (20)

sin ? i? ?

(5)(11) ? 0.4637 (12) cos? i? ? 0.8860

(14) ? (9)(13) ? 1.4386

(3)(12) ? 16.4302

Rm1 ? (15)(16) ? 23.6368

小齿轮在齿面宽中点 处的分度圆半径 齿轮收缩系数

TR ? 0.02(1) ? 1.06 ? 1.2400
(12) ? (17) ? 381.3144 (10)
tan? ? (5) ? 0.1049 (19)

11

(21) (22) (23) (24) (25) (26) (27) (28) (29) (30) (31) (32) (33) (34) (35) (36) (37) (38) (39) (40) (41) (42) (43) (44) (45) (46) (47) (48)

1.0 ? (20) 2 ? 1.0055

sin ? ?

(20) ? 0.1043 (21)

? ? 5.9884
sin ? 2 ? (5) ? (17)(22) ? 0.4470 (12)

tan? 2 ? 0.4996
tan? 1? ? (22) ? 0.2088 (25) (24) ? 0.4566 (27)

cos? 1? ? 0.9789
? ? sin ? 2

? ? 0.8897 cos? 2
tan ?1 ? ? (15) ? (29) ? 1.2022 (28)

(28)[(9) ? (30)] ? -0.0048
(3)(31) ? -9.3766e-004

sin ? 1 ? (24) ? (22)(32) ? 0.4471

tan? 1 ? 0.4998
tan? 1 ? (22) ? 0.2086 (34)
小齿轮节锥角

? 1 ? 0.2058 cos? 1 ? 0.9789
?? tan? 1 (33) ? 0.4567 (37)

? 1? ? 0.4743 ? ? 0.8896 cos? 1
tan ?1 ? (15) ? (31) ? (40) ? 1.1916 (38)

?1 ? 0.8721 cos ?1 ? 0.6428

小齿轮中点螺旋角

? 2 ? (42) ? (39) ? 0.3978 cos ? 2 ? =0.9218 tan ? 2 ? 0.4204
cot? 2 ? (22) ? 0.2334 (33)

大齿轮中点螺旋角

? 2 ? 1.3415
12

大齿轮节锥角

(49) (50) (51) (52) (53) (54) (55) (56) (57) (58) (59) (60) (61) (62) (63) (64) (65) (66) (67) (68) (69) (70) 左

sin ? 2 ? 0.9738

cos? 2 ? 0.2273
(17) ? (12)(32) ? 24.0658 (37)

(12) ? 369.5174 (50)
(51) ? (52) ? 393.5832

(12)(45) ? 79.4816 (49) ( 43)(51) ? 74.1101 (35) ? tan? 01 ? (41)(55) ? (46)(54) ? 0.1394 (53)

? ? 01 ? 0.1385
cos? 01 ? 0.9904
(41)(56) ? 0.0069 (51)

(46)(56) ? 1.5875e-004 (52)
(54)(55) ? 5.8904e+003

(54) ? (55) ? 9.1191e-004 (61)
(59) ? (60) ? (62) ? 0.0080

(41) ? (46) ? 96.6788 (63)
rd? ? (64) ? 97.6136 (58)

(7 ) ? 0.9758 (65)
左 (3)(50) ? 0.0445;右 1.0 ? (3) ? 0.8043

(5) ? (17)(35) ? 75.1010;右 (35)(37) ? 0.2043 (34)

(37) ? (40)(67) 左 ? 1.0185 z m ? (49)(51) ? 23.4361

13

(71)

z ? (12)(47) ? (70) ? -3.8361

大齿轮节锥顶点到小齿轮 轴线的距离。正号(+)表 示该节锥顶点超过了小齿 轮轴线,负号(-)表示该 节锥顶点在小齿轮轴线与 大齿轮轮体之间。

(72) (73) (74) (75)

Am ? A0 ?

(12) ? 86.2349 ( 49)

在节平面内大齿轮齿 面宽中点锥距 大齿轮节锥距

0.5(6) ? 104.2272 (49)

(73) ? (72) ? 17.9943

hgm ?

k (12)(45) ? 6.0575 (2)

大齿轮在齿面宽中点 处的齿工作高。 齿深系 数,k=4.0

(76) (77) (78) (79) (80) (81) (82) (83) (84) (85) (86) (87) (88) (89) (90) (91) (92)

(12)*(46)/(7)=0.3710 (49)/(45)-(76)=0.6855 45*pi/180 =0.6632 sin(78)=0.6157 (78)/2.0=0.3316 轮齿两侧压力角总和

cos t an

?i
2

? 0.9455 ? 0.3443

?i
2

(77) ? 1.9909 (82)
?? D ? 10560 (83) ? 457.0413 (2)
双重收缩齿齿根角的 总和 大齿轮齿顶高系数

K a ? 0.1700
K b ? 1.150? (85) ? 0.9800

hm2 ? (75)(85) ? 1.0298
? hm 2 ? (75)(86) ? 0.05 ? 5.9864

'

大齿轮在齿面宽中点 处齿顶高 大齿轮在齿面宽中点 处齿根高 大齿轮齿顶角

? 2 ? (84)(85) ? 0.3939
sin ? 2 ? 0.0138

? 2 ? (84) ? (89) ? 346.8468 sin ? 2 ? 0.9556
14

大齿轮齿根角

(93) (94) (95)

? ? (87) ? (74)(90) ? 1.2787 h2 ?? ? (88) ? (74)(92) ? 23.1814 h2 C ? 0.150(75) ? 0.05 ? 0.9586

大齿轮的齿顶高 大齿轮的齿根高 径向间隙为大齿轮在 齿面宽中点处的工作 齿高的 15%再加上 0.05

(96) (97) (98) (99) (100) (101) (102) (103) (104) (105) (106) (107) (108) (109) (110)

h ? (93) ? (94) ? 24.4601

大齿轮的齿全高 大齿轮的齿工作高 大齿轮的面锥角

hg ? (96) ? (95) ? 23.5015

? 02 ? (48) ? (89) ? 1.3554
sin ? 02 ? 0.9769

cos? 02 ? 0.2138

? R 2 ? (84) ? (91) ? -345.5053 sin ? R 2 ? 0.0699
cos? R 2 ? 0.9976 cot? R 2 ? 14.2806
d 02 ? (93)( 50) ? (6) ? 203.5812 0.5 (70) ? (74)(50) ? 27.5255

大齿轮的根锥角

大齿轮外圆直径

x02 ? (106) ? (93)(49) ? 26.2803
(72)(90) ? (87) ? 0.1669 (99)

大齿轮外缘到小齿轮 轴线的距离

(72)(92) ? (88) ? 1.0939e+003 (102)

z0 ? (71) ? (108) ? -4.0057

大齿轮面锥顶点到小 齿轮轴线的距离。 正号 (+)表示该节锥顶点 超过了小齿轮轴线, 负 号(-)表示该节锥顶 点在小齿轮轴线与大 齿轮轮体之间。

(111)

z R ? (71) ? (109) ? 1.0901e+003

大齿轮根锥顶点到小 齿轮轴线的距离。 正号

15

(+)表示该节锥顶点 超过了小齿轮轴线, 负 号(-)表示该节锥顶 点在小齿轮轴线与大 齿轮轮体之间。 (112) (113) (114) (115) (116) (117) (118) (119) (120) (121)

(12) ? (70)(104) ? 418.6579 (5) sin ? ? ? 0.0955 (112)
cos ? ? 1 ? (113 ) 2 ? 0.9954

tan? ?

(113) ? 0.0960 (114)

sin ? 01 ? (103)(114) ? 0.9930

? 01 ? 14.0
cos? 01 ? 0.1182 tan? 01 ? 8.4033
(102)(111 ) ? (95) ? 77.2953 (103) (5)(113) ? (120) G0 ? ? -73.8112 (114)

小齿轮面锥角

小齿轮面锥顶点到大齿轮 轴线的距离。正号(+)表 示该节锥顶点超过了大齿 轮轴线,负号(-)表示该 节锥顶点在小齿轮轴线与 大齿轮轮体之间。

(122) (123) (124) (125) (126)

(38)(67) 左 ? 0.0199 (69) ? ? ? 0.0199; cos ? ? ? 0.9998 tan? ? ?

?? ? ? (39) ? (123) 左 ? 0.4543; cos ??/ =0.8986

?1 ? (117) ? (36) ? 1.2466; cos?1 ? 0.3186
(113)(67) 右 ? (68 ) 右 ? -0.1275;

16

? (113)(67) 右 ? (68 ) 右 ? -0.2812
(127)

( 123 ) 右 ? 1.1127 ( 124 ) 右
(68 ) (68 ) (87) ? 75.3114 左 ? 右
( 118 ) ( 125 ) 右 ? 0.3709

(128) (129)

(130) (131) (132) (133) (134) (135) (136) (137) (138) (139) (140) (141) (142) (143) (144) (145) (146) (147) (148) (149)

(74)(127) ? 20.0220

B0 ? (128) ? (130)(129) ? (75)(126) 左 ? 81.9656
(4)(127) ? (130) ? 20.0346

小齿轮外缘到大齿轮 轴线的距离

Bi ? (128) ? (132)(129) ? (75)(126) 右 ? 576.5714
(121 ) ? (131 ) ? 8.1543

大齿轮外缘到小齿轮 轴线的距离 小齿轮外圆直径

d 01 ?

(119 )(134 ) ? 137.0461 0.5

(70)(100) ? (12) ? 89.1049 (99)

sin ? 0 ?

(5) ? 0.4489 (136)

? 0 ? 0.4655 cos? 0 ? 0.8936
(99)(110) ? (95) ? -13.8211 (100)
GR ? (5)(137) ? (140) ? 35.5620 (139)

sin ? R1 ? (100)(139) ? 0.1910

? R1 ? 0.1922 cos? R1 ? 0.9816
tan? R1 ? 0.1946 Bmin ? 0.1524

小齿轮根锥角

最小齿侧间隙允许值 最大齿侧间隙允许值

Bmax ? 0.2032

(90) ? (92) ? 0.9694 (96) ? (4)(148) ? -10.4387

17

(150)

Ai ? (73) ? (4) ? 68.2272

在节平面内大齿轮内 锥距

3.6.5 主减速器双曲面齿轮的强度计算
(1)齿轮的破坏形式及其影响因素 在完成主减速器齿轮的几何计算之后,应对其强度进行计算,以保证其有足 够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的 破坏形式及其影响因素。齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、 齿面胶合、齿面磨损等。它们的主要特点及影响因素分述如下: 1)轮齿折断 主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多数从齿根 开始,因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。 ①疲劳折断:在长时间较大的交变载荷作用下,齿轮根部经受交变的弯曲应 力。如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限,则首先在齿根处产生初始的裂 纹。随着载荷循环次数的增加,裂纹不断扩大,最后导致轮齿部分地或整个地断 掉。在开始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处,在载荷作用下由于裂纹断面间 的相互摩擦,形成了一个光亮的端面区域,这是疲劳折断的特征,其余断面由于 是突然形成的故为粗糙的新断面。 ②过载折断:由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求,或由于偶然 性的峰值载荷的冲击,使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围,而引起轮齿的 一次性突然折断。此外,由于装配的齿侧间隙调节不当、安装刚度不足、安装位 置不对等原因,使轮齿表面接触区位置偏向一端,轮齿受到局部集中载荷时,往 往会使一端(经常是大端)沿斜向产生齿端折断。各种形式的过载折断的断面均 为粗糙的新断面。 为了防止轮齿折断,应使其具有足够的弯曲强度,并选择适当的模数、压力 角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角尽可能 加大,根部及齿面要光洁。 2)齿面的点蚀及剥落 齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一, 约占损坏报废齿轮的 70% 以上。它主要由于表面接触强度不足而引起的。 ①点蚀:是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。由于接触区产 生很大的表面接触应力,常常在节点附近,特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内 开始,形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑,形成这种凹坑或麻点的现象就称 为点蚀。一般首先产生在几个齿上。在齿轮继续工作时,则扩大凹坑的尺寸及数

18

目,甚至会逐渐使齿面成块剥落,引起噪音和较大的动载荷。在最后阶段轮齿迅 速损坏或折断。减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法,为此可 增大节圆直径及增大螺旋角,使齿面的曲率半径增大,减小其接触应力。在允许 的范围内适当加大齿面宽也是一种办法。 ②齿面剥落:发生在渗碳等表面淬硬的齿面上,形成沿齿面宽方向分布的较 点蚀更深的凹坑。凹坑壁从齿表面陡直地陷下。造成齿面剥落的主要原因是表面 层强度不够。例如渗碳齿轮表面层太薄、心部硬度不够等都会引起齿面剥落。当 渗碳齿轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时,则一部分渗碳层齿面形 成的硬皮也将从齿轮心部剥落下来。 3)齿面胶合 在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下,或润滑冷却不良、油膜破 坏形成金属齿表面的直接摩擦时,因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来 所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。它多出现在齿顶附近,在与节锥齿 线的垂直方向产生撕裂或擦伤痕迹。轮齿的胶合强度是按齿面接触点的临界温度 而定,减小胶合现象的方法是改善润滑条件等。 4)齿面磨损 这是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。规定范围内的正 常磨损是允许的。研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒、装配中带入的杂物, 如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不洁物所造成的不正常磨损,应予避免。汽 车主减速器及差速器齿轮在新车跑合期及长期使用中按规定里程更换规定的润滑 油并进行清洗是防止不正常磨损的有效方法。 汽车驱动桥的齿轮,承受的是交变负荷,其主要损坏形式是疲劳。其表现是 齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。在要求使用寿命为 20 万千米或以上时, 其循环次数均以超过材料的耐久疲劳次数。因此,驱动桥齿轮的许用弯曲应力不 超过 210.9N/mm 2 .表 3-2 给出了汽车驱动桥齿轮的许用应力数值。
表 3-2 汽车驱动桥齿轮的许用应力 主减速器齿轮 计算载荷 的许用弯曲应力 N/mm
2

主减速器齿 轮的许用接触应 力

差速器齿轮 的许用弯曲应力

按式 (3-1) 、 式 (3-3) 计算出的最大计算转矩 Tec,Tcs 中的较小者 按式(3-4)计算出的 542.9 2463.4 388.6 700 2800 980

19

平均计算转矩 Tcf

实践表明, 主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷 (即平均计算转矩) 有关,而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。汽车驱动桥的最大输出 转矩 Tec 和最大附着转矩 Tcs 并不是使用中的持续载荷, 强度计算时只能用它来验 算最大应力,不能作为疲劳损坏的依据。 (2)主减速器双曲面齿轮的强度计算 1)单位齿长的圆周力 F P= b2 式中 P——单位齿长上的圆周力, N / m ; F——作用在齿轮上的圆周力,按发动机最大转矩 Te max 和最大附着系数 G2?? r 两种工况进行计算; b 2 ——从动齿轮的齿面宽,b 2 =32 ㎜。 按发动机最大转矩计算时:
P? Te max ? i g ? 103 d1 ? b2 2
?4 ? ?4 ?

(3-9)

(3-10)

157? 4.218? 103 = =836.144≤[p]=1200 N ? m 49.5 ? 32 2

式中
Te max ——发动机最大转矩 157 N ? m ;

i g ——变速器传动比,常取 ? 挡及直接挡进行计算;
d 1 ——主动齿轮分度圆直径, d 1 =49.5 ㎜。
许用单位齿长上的圆周力[p]由 《汽车车桥设计》 表 3-32 查的[p]=1200 N ? m , 则 [p]> p,符合设计要求。 2)轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器的双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力 ? w ( N / m m2 )为

?w ?

2 ? 103 T j K 0 K s K m K v b2 Dms J

?4 ?

(3-11)

2 ?103 ? 2463 .3558?1? 0.666?1.0 = 1? 32? 203? 5 ? 0.25
20

=404 式中

T j ——齿轮的计算转矩, T j =min[ Tce , Tcs ] N ? m ;
K 0 ——超载系数,一般取为 1; K s ——尺寸系数,反映材料性质的不均匀性,与齿轮尺寸及热处理有关。
当端面模数 ms =5 ? 1.6 ㎜ 时, K s = 4

ms 5 ?4 ? 0.666 ?4 ? 25.4 25.4

K m ——载荷分配系数, K m =1.00~1.10 ?4 ? K m =1; K V ——质量系数,对于汽车驱动桥齿轮,当轮齿接触良好、周节及径向跳动
精度高时,可取 K V =1;

b2 ——计算齿轮的齿面宽,为 32 ㎜;
D——计算齿轮的大端分度圆直径,D=203mm; J——计算弯曲应力的综合系数,见 ?4 ? 图 3-111~图 3-116,查取 J=0.25。 按 T je 、 T j? 中较小者计算时,汽车主减速器齿轮的许用弯曲应力为 700 MPa ; 代入数据算得 ? w =404 MPa <700 MPa ,符合强度要求。 3)轮齿的接触强度计算 双曲面齿轮的计算接触应力 ? j ( MPa )为
C ?j= F d1 2T j K 0 K s K m K f ? 103 K v b1 J
?4 ?

(3-12)

=

232.6 2 ? 542.8524?1? 0.666?1.0 ?1.0 ?103 49.5 1? 32? 0.25

=1412.68 MPa 式中 4.6989
Tz ——主动齿轮计算转矩,542.8524 N ? m ;

C F ——材料的弹性系数,对于钢制齿轮副取 232.6 N 2 / m m ?4 ? ;
d 1 ——主动齿轮节圆直径,㎜;

1

K 0 、 K V 、 K m ——前边已说明;
K S ——尺寸系数,它考虑了齿轮对其淬火性的影响,取 K S =0.666 ?4 ? ;

K f ——表面质量系数;对于制造精确的齿轮可取 K f =1 ?4 ? ;
b1 ——齿面宽,32 ㎜;

J——计算接触应力的综合系数,可由 ?4 ? 图 3-119~图 3-131 查取 J =0.25。 代入数据算得 ? j =1412.68 MPa <[ ? j ]=2800 MPa ,符合强度要求。

3.7 主减速器齿轮的材料及热处理
汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重,与传动系其它齿轮相比它具有载荷作
21

用时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、 齿面疲劳点蚀(剥落) 、磨损和擦伤等。据此对驱动桥主减速器齿轮的材料及热处 理有以下要求: (1)有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度,以及较好的齿面耐磨性,故 而齿表面应有高的硬度。 (2)轮齿芯部应有适当的韧性,以适应冲击载荷避免在冲击载荷下轮齿根部 折断。 (3)钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好,热处理变形小或变形规律 性易控制,以提高产品质量、减少制造成本并降低废品率。 (4) 选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况,齿轮的材料目前多采 用渗碳合金钢常用的钢号有 20CrMnTi、22CrMnMo、20CrNiMo 和 20MnVB 等。 本方案采用钢号为 18CrMnTi 的渗碳合金钢, 使其经过渗碳, 淬火, 回火处理。 渗碳深度为:1.0-1.4mm。 用渗碳合金钢制造的齿轮,经过渗碳、淬火、回火后,轮齿表面硬度应达到 58~64HRC,而心部硬度较低。 由于新齿轮接触和润滑不良,为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤,防 止早期的磨损,圆锥齿轮的传动副(或仅仅大齿轮)在热处理及经加工(如磨齿 或配对研磨)后均予以厚度 0.005~0.010~0.020mm 的磷化处理或镀铜、镀锡。 这种表面不应用于补偿零件的公差尺寸,也不能代替润滑。 对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达 25%。对于滑动速度高的齿轮,为了 提高其耐磨性,可以进行渗硫处理。渗硫处理时温度低,故不引起齿轮变形。渗 硫后摩擦系数可以显著降低,故即使润滑条件较差,也会防止齿轮咬死、胶合和 擦伤等现象产生。

22

第4章 差速器设计
4.1 差速器简介
汽车在行使过程中,左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的, 左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮 滚动半径不相等;左右两轮接触的路面条件不同,行使阻力不等等。这样,如果 驱动桥的左、右车轮刚性连接,则不论转弯行使或直线行使,均会引起车轮在路 面上的滑移或滑转,一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗,另一方面会使转 向沉重,通过性和操纵稳定性变坏。为此,在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差 速器。 差速器是个差速传动机构,用来在两输出轴间分配转矩,并保证两输出轴有 可能以不同的角速度转动,用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递,避 免轮胎与地面间打滑。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙 嵌自由轮式等多种形式。

4.2 差速器的结构形式的选择
汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器,具有结构简单、质量较小 等优点,应用广泛。它可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止 式差速器。 普通齿轮式差速器的传动机构为齿轮式。齿轮差速器要圆锥齿轮式和圆柱齿 轮式两种。 强制锁止式差速器就是在对称式锥齿轮差速器上设置差速锁。当一侧驱动轮 滑转时,可利用差速锁使差速器不起差速作用。差速锁在军用汽车上应用较广。 本设计差速器结构形式选择对称式圆锥行星齿轮差速器。 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳,2 个半轴齿轮,4 个行 星齿轮(少数汽车采用 3 个行星齿轮,小型、微型汽车多采用 2 个行星齿轮),行 星齿轮轴(不少装 4 个行星齿轮的差速器采用十字轴结构),半轴齿轮及行星齿轮 垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠 等优点,最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上.有些越野汽车也采 用了这种结构,但用到越野汽车上需要采取防滑措施。例如加进摩擦元件以增大 其内摩擦,提高其锁紧系数;或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置——差 速锁等。

4.2.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理

23

图 4-1 差速器差速原理

如图 4-1 所示,对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳 3 与行 星齿轮轴 5 连成一体, 形成行星架。 因为它又与主减速器从动齿轮 6 固连在一起, 固为主动件,设其角速度为 ?0 ; 半轴齿轮 1 和 2 为从动件,其角速度为 ?1 和 ? 2 。 A、 B 两点分别为行星齿轮 4 与半轴齿轮 1 和 2 的啮合点。 行星齿轮的中心点为 C, A、B、C 三点到差速器旋转轴线的距离均为 r 。 当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时,显然,处在同一半径 ,其值为 ?0 r 。于是 ?1 = ? 2 = ?0 , r 上的 A、B、C 三点的圆周速度都相等(图 4-1) 即差速器不起差速作用,而半轴角速度等于差速器壳 3 的角速度。 当行星齿轮 4 除公转外,还绕本身的轴 5 以角速度 ? 4 自转时,啮合点 A 的圆 周速度为 ?1 r = ?0 r + ? 4 r ,啮合点 B 的圆周速度为 ? 2 r = ?0 r - ? 4 r 。于是

?1 r + ? 2 r =( ?0 r + ? 4 r )+( ?0 r - ? 4 r )


?1 + ? 2 =2 ?0
若角速度以每分钟转数 n 表示,则

(4-1) (4-2)

n1 ? n2 ? 2n0

式 (4-2) 为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式, 它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍,而与行星齿轮转 速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下,都可以借行星齿轮以相应转速 自转,使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。 有式(4-2)还可以得知:①当任何一侧半轴齿轮的转速为零时,另一侧半轴 齿轮的转速为差速器壳转速的两倍;②当差速器壳的转速为零(例如中央制动器 制动传动轴时) ,若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动,则另一侧半轴齿轮即以 相同的转速反向转动。

4.2.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构
普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳,两个半轴齿轮,四个行星齿 轮,行星齿轮轴,半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图 4-2 所示。由于其 具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点,故广泛 用于各类车辆上。

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图 4-2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器 1,12-轴承;2-螺母;3,14-锁止垫片;4-差速器左壳;5,13-螺栓;6-半轴齿轮垫片; 7-半轴齿轮;8-行星齿轮轴;9-行星齿轮;10-行星齿轮垫片;11-差速器右壳

4.3 差速器齿轮主要参数的选择
由于差速器是安装在主减速器从动齿轮上,故在确定主减速器尺寸时,应考 虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮刀向轴承支座的 限制。 (1)行星齿轮数目的选择 大多数汽车多采用四个行星轮,本次设计采用四个行星齿轮。 (2)行星齿轮球面半径 R B 的确定 圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面 R B ,它就是行星 齿轮的安装尺寸,实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距,在一定程度上表征了 差速器的强度。 球面半径可根据经验公式来确定:
RB ? KB 3 Tj

(4-3)

=2.6× 3 2463 .3558=35.11 ㎜ 式中
K B ——行星齿轮球面半径系数, K B =2.5~2.99,对于有 4 个行星齿轮的轿

车客车和公路载货汽车取小值; 对于有 2 个行星齿轮的轿车以及矿用汽车取大值, 本设计取 2.6.

T j ——计算转矩, N ? m 。
R B 确定后,根据下式预选其节锥距:

A0 ? (0.98~ 0.99) R B
=34.41 ㎜ (3)行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择
25

(4-4)

为了得到较大的模数从而使齿轮有较高的强度,应使行星齿轮的齿数尽量小, 但一般不少于 10。 半轴齿轮的齿数采用 14~15。 半轴齿轮与行星齿轮比多在 1.5~ 2 范围内。 根据这一原则, 选择行星齿轮齿数为 z1 ? 12 , 半轴齿轮齿数为 z 2 ? 20 。 在任何圆锥行星齿轮式差速器中,左右半轴齿轮的齿数 z 2 L 、 z 2 R 之和,必须 能被行星齿轮数目 n 所整除,否则不能安装,即应满足: z2L ? z2R ? 整数 n
20 ? 20 ? 10 4

(4-5)

满足要求。

(4)差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角 ? 1 、 ? 2 : z 12 ? 1 ? arctan 1 ? arctan ? 30.9638? z2 20 z 20 ? 2 ? arctan 2 ? arctan ? 59.4236? z1 12 式中 z 1 、 z 2 为行星齿轮和半轴齿轮的齿数。 再根据下式初步求出圆锥齿轮的端面模数: 2A 2A m ? 0 sin ? 1 ? 0 sin ? 2 z1 z2 =
2 ? 42.7 sin 30.9638 ? ? 3.85 ㎜ 12
d ? mz

(4-6)

(4-7) 则取 4 ㎜

节圆直径 d 由下式求得: (4-8) 则 (5)压力角 ? 目前汽车差速器齿轮压力较大都选用 22? 30? 的压力角。 (6)行星齿轮轴直径 ? 及支承长度 L 的确定 行星齿轮安装孔直径 ? 与行星齿轮轴名义直径相同, 而行星齿轮安装孔的深度 就是行星齿 69 轮在其轴上的支撑长度 L。通常取
L ? 1.1? ? 1.1?15.4 ? 16.94 ㎜

d1 ? mz1 ? 4 ?12 ? 48 ㎜ d 2 ? mz2 ? 4 ? 20 ? 80 ㎜

(4-9) (4-10)

d?

T0 ?103 1.1 ? ?? c ?nrd

?4 ?

=

3269 .5952?103 =15.4 ㎜ 1.1? 98? 4 ? 32

式中

? ? 0.5 ? 0.8d 2 ? 0.5 ? 0.8 ? 80 ? 32 l ? 0.5d 2
26

T j ——差速器壳传递的转矩, N ? m ;
n——行星齿轮数;

[? c ] ——支撑面的许用挤压应力,取为 98 MPa 。

4.4 差速器齿轮的几何尺寸计算与强度校核
(1)差速器齿轮的几何尺寸计算 表 4-1 为汽车差速器用直齿锥齿轮的几何尺寸计算步骤。

表 4-1 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表 序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 计算公式

单位:㎜ 注释 行星齿轮齿数 半轴齿轮齿数 模数 齿面宽 齿工作高 齿全高 压力角 轴交角 节圆直径 节锥角 节锥距 周节 齿顶高

z1 ? 12

z 2 ? 20

m ?4
b ? 11

hg ? 1.6m ? 6.4
h ? 1.788 m ? 0.051 =7.203

? ? 22?30'
? ? 90°

d1 ? mz1 ? 48; d 2 ? mz2 ? 80

? 1 ? arctan

z1 ? 30.9638°; ? 2 ? 90? ? ? 1 ? 596.423° z2

A0 ?

d1 d2 ? ? 46.6476 2 sin ? 2 2 sin ? 1
t ? 3.1416 m ? 12.5664

? ? [0.430 ? ? ? hg ? h2 ? ? 2.2528; h2 h1

0.370 ]m ? 4.1472 z2 2 ( ) z1

14 15

?? ? 1.788? h1 ? ? 3.0048; h2 ?? ? 1.788? h2 ? ? 4.8992 h1

齿根高 径向间隙

? ? 0.8030 c ? h ? hg ? 0.188m ? h2

27

16 17 18 19

? 1 ? arctan

h1?? h?? ? 0.0492; ? 2 ? arctan 2 ? 0.0801 A0 A0

齿根角 面锥角 根锥角 外圆直径

? 01 ? ? 1 ? ? 2 ? 0.5896; ? 02 ? ? 2 ? ? 1 ? 1.1105

? R1 ? ? 1 ? ? 1 ? 0.4912; ? R 2 ? ? 2 ? ? 2 ? 0.9502
? cos? 1 ? 55.1124; d 02 ? d 2 ? 2h2 ? cos? 2 ? d 01 ? d1 ? 2h1
82.3181

20

x01 ?

d2 d ? sin ? 2 ? ? h1? sin ? 1 ? 37.8663; x02 ? 1 ? h2 2 2
22.8409

节锥顶点至齿轮外缘 距离 理论弧齿厚

21

S1 ? t ? S 2 ? 5.7025; S 2 ?

t ? ) tan ? ? ?m ? ? (h1? ? h2 2

6.8639 22 23 0.1620
3 S2 B S13 B S ? S ? ? ? ? ? 6.7595; x2 2 2 2 6d 2 2 6d1 2

齿侧间隙 弦齿厚

S x1 ? S1 ?

5.6167 24

hx1 ? h1? ?

S12 cos? 1 S 2 cos? 2 ?? 2 ? 4.2924; hx 2 ? h2 ? 4d1 4d 2
2.3051

弦齿高

(2)差速器锥齿轮强度计算 差速器齿轮的工作情况与主减速器齿轮不同,一是差速器的齿轮尺寸较小而 承受的载荷较大;二是差速器齿轮并非经常处于啮合状态,只有在左右两车轮转 速不同时,行星齿轮才有自转运动,行星齿轮和半轴齿轮才有啮合运动,否则行 星齿轮只起等臂推力杆的作用。因此,对差速器齿轮主要进行弯曲强度计算。 弯曲应力按下式计算:

?W

2 ? 103 Tc K S K m ? K v m b2 d 2 Jn
=

?4 ?

(4-11)

2 ?103 ?1478 .013? 0.666?1 1? 4 ?11? 80? 0.228? 4
28

=613.206 N ? m 式中

T c ——差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩, N ? m ;

Tc ? T j ? 0.6 ? 2463 .3558? 0.6 ? 1478 .013
(4-12)

N ?m



T j ——计算转矩, T j 按 T je 、 T j? 两种计算转矩中心的较小者进行计算;

n ——差速器心齿轮数目 n =4;
d 2 ——半轴齿轮分度圆直径 d 2 =80;

m ——半轴齿轮的模数 m =4;
J ——计算汽车差速器轮齿弯曲应力的综合系数, 由 《汽车车桥设计》 图 4-9~

图 4-11 查取 J=0.228。

? W =674.587 MPa <[ ? W ] =980 MPa 弯曲应力不大于 980 MPa ,根据计算结果可
知,设计符合要求。

29

第5章 驱动车轮的传动装置
5.1 车轮传动装置简介
驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端,基本功用是将转矩由差速器半 轴齿轮传给驱动车轮。在断开式驱动桥和转向驱动桥中,其车轮传动装置主要包 括半轴和万向传动装置。 在非断开式驱动桥中, 车轮传动装置的主要零件是半轴。

5.2 半轴的型式和选择
普通整体式驱动桥的半轴,根据其外端的支撑型式或受力状况的不同而分为 三种型式:半浮式、3/4 浮式和全浮式。 根据轻型客车的结构特点选择其半轴的型式为全浮式半轴,全浮式半轴的特 点是全浮式半轴的外端与轮毂相联,而轮毂又由一对轴承支承于桥壳的半轴套管 上。多采用一对圆锥滚子轴承支承轮毂,且两轴承的圆锥滚子小端应相向安装并 有一定的预紧,调好后由锁紧螺母予以锁紧,很少采用球轴承的结构方案。理论 上说,半轴只承受转矩,作用于驱动轮上的其它反力和弯矩全由壳来承受。但由 于桥壳变形、轮毂与差速器半轴齿轮不同心、半轴法向平面对其轴线不垂直等因 素,会引起半轴的弯曲变形,由此引起的弯曲应力一般为 5~70 MPa 。全浮式半轴 其工作可靠,广泛应用于各类汽车。

5.3 半轴的设计计算与校核
如前所述本方案采用全浮式半轴其设计过程如下: 半轴的计算转矩;

T? ? ?Te max ? ig1i0 ? 0.6×157×4.218×5.042=2003.3661 N ? m
式中:

? ——差速器
半轴强度校核;

? ? (16T / ? d 3 ) ?103 ? [? ]
=529 ? [? ] =588 MPa
d 3 ? 3 T ?103 / 0.196[? ] ? ? 2.05 ~ 2.18 ? 3 T

=28 式中;

? ——半轴扭转应力, MPa
T——半轴计算转矩, N ? m d——半轴杆部直径, mm
[? ] ——半轴扭转许用应力,可取 490~588 MPa

经以上计算符合要求。
30

半轴的最大扭转角为 Tl 180 2043 .497 ? 550 180 ?? ? ? ? ? 14.02? GJ ? 80 ? 44840 .77 3.14 式中
l ——半轴长度 l ? 1390 / 2 ? 695 mm
G ——材料的剪切弹性模量 G ? 80GPa

(5-4)

J——半轴横截面的极惯性矩 J ?

?
32

d4 ?

?
32

? 28 4 ? 60313 .12 mm 4

则 ? ? 14.02? ,在每米长度 6 ? ~15 ? 之间,符合要求。

5.4 半轴的结构设计及材料与热处理
为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径,常常将加工花键的端部做得粗些, 并适当地减小花键槽的深度,因此花键齿数必须相应地增加,通常取 10 齿(轿车 半轴)至 18 齿(载货汽车半轴)。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏,因此在结构 设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。重型车半轴的杆部较 粗,外端突缘也很大,当无较大锻造设备时可采用两端均为花键联接的结构,且 取相同花键参数以简化工艺。在现代汽车半轴上,渐开线花键用得较广,但也有 采用矩形或梯形花键的。本设计采用的是矩形花键。 半轴多采用含铬的中碳合金钢制造, 如 40Cr, 40CrMnMo, 40CrMnSi, 40CrMoA, 35CrMnSi,35CrMnTi 等。40MnB 是我国研制出的新钢种,作为半轴材料效果很好。 半轴的热处理过去都采用调质处理的方法, 调质后要求杆部硬度为 HB388—444(突 缘部分可降至 HB248)。近年来采用高频、中频感应淬火的日益增多。这种处理方
31

法使半轴表面淬硬达 HRC52~63,硬化层深约为其半径的 1/3,心部硬度可定为 HRC30—35;不淬火区(突缘等)的硬度可定在 HB248~277 范围内。由于硬化层本 身的强度较高,加之在半轴表面形成大的残余压应力,以及采用喷丸处理、滚压 半轴突缘根部过渡圆角等工艺,使半轴的静强度和疲劳强度大为提高,尤其是疲 劳强度提高得十分显著。 由于这些先进工艺的采用, 不用合金钢而采用中碳(40 号、 45 号)钢的半轴也日益增多。综合考虑本次设计采用 40Cr。

32

第6章 驱动桥壳设计
6.1 驱动桥壳简介
驱动桥壳的主要功用是支承汽车质量,并承受有车轮传来的路面反力和反力 矩,并经悬架传给车身,它同时又是主减速器,差速器和半轴的装配体。 驱动桥壳应满足如下设计要求: ① 应具有足够的强度和刚度,以保证主减速器齿轮啮合正常,并不使半轴产 生附加弯曲应力; ② 在保证强度和刚度的情况下,尽量减小质量以提高行驶的平顺性; ③ 保证足够的离地间隙; ④ 结构工艺性好,成本低; ⑤ 保护装于其中的传动系统部件和防止泥水浸入; ⑥ 拆装,调整,维修方便。

6.2 驱动桥壳的结构型式及选择
桥壳的结构型式大致分为: (1)可分式桥壳 可分式桥壳的整个桥壳由一个垂直接合面分为左右两部分,每一部分均由一 个铸件壳体和一个压入其外端的半轴套管组成。半轴套管与壳体用铆钉联接。在 装配主减速器及差速器后左右两半桥壳是通过在中央接合面处的一圈螺栓联成一 个整体。其特点是桥壳制造工艺简单、主减速器轴承支承刚度好。但对主减速器 的装配、调整及维修都很不方便,桥壳的强度和刚度也比较低。过去这种所谓两 段可分式桥壳见于轻型汽车,由于上述缺点现已很少采用。 (2)整体式桥壳 整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体,桥壳犹如一整体的空心粱, 其强度及刚度都比较好。且桥壳与主减速器壳分作两体,主减速器齿轮及差速器 均装在独立的主减速壳里,构成单独的总成,调整好以后再由桥壳中部前面装入 桥壳内,并与桥壳用螺栓固定在一起。使主减速器和差速器的拆装、调整、维修、 保养等都十分方便。整体式桥壳按其制造工艺的不同又可分为铸造整体式、钢板 冲压焊接式和钢管扩张成形式三种。 本次设计根据车的特点,选择整体式驱动桥壳。

6.3 驱动桥壳强度分析计算
驱动桥可以视力为一个空心梁,它的支点位于轮胎中心,载荷作用于钢板弹 簧座上。驱动桥的受力图如图 6-1 所示。

6.3.1 当牵引力或制动力最大时
此种情况下,桥壳的危险断面在钢板弹簧座附近。 在垂直平面内,桥壳钢板弹簧座(悬架)处的弯矩 M WZ 为:

33

M WZ ? (

? G2 m2 B?S ? gw ) 2 2

?4 ?

(6-1)

=

1.2 ? 22491 2.79 ? 2.045 ? 2 2

=5026.74 N ? m 式中

g w ——侧驱动轮带轮毂及制动器总成的质量;

B ——驱动壳的轮距, B ? 2.79 m;
S —— 后驱动桥两悬架支撑点间的距离,取 S ? 2.045 m 。

桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座附近。通常由于 gw 远小于 G 2 / 2 ,且设计时 不易准确预计,当无数据时可以忽略不计。

如图 6-1 驱动桥受力简图

在水平面内,由牵引力产生的弯矩 M WX 为: M e maxi g1i0?T B ? S ?4 ? M WX ? ? 2rr 2 =
157 ? 4.218 ? 5.042 ? 0.96 2.79 ? 2.045 ? 2 ? 0.3014 2

(6-2)

=1980.77 N ? m 式中
Te max ——发动机的输出的最大转矩,为 157 N ? m ;

i g1 ——是变速器 1 档传动比, i1 =4.218;

i 0 ——是主减速器的传动比, i 0 =5.042;

?T ——传动系的传动效率,取?T =0.96。
合成弯矩 M W 为:

34

2 2 M W ? M WX ? M WZ

?4 ?

(6-3)

= 5026 .742 ? 1980 .772 =5402.9219 N ? m

6.3.2 通过不平路面垂直力最大时
汽车通过不平路面时,桥壳受到最大垂直动载荷。此时,危险断面在钢板弹 簧座附近,其弯曲力矩为 M d :
M d ? k( G2 B?S ? gw ) ? 2 2
?4 ?

(6-4)

= 1.75 ? (

22491 2.79 ? 2.045 )? 2 2

=7330.66 N ? m 式中:
k ——动载荷系数,乘用车 k =1.75;

G2 、 g w 、 B 、 S ——见上式(6-1)下说明。

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第7章 结论
本课题设计的轻型客车驱动桥,采用非断开式驱动桥,由于结构简单、主减 速器造价低廉、工作可靠,可以被广泛用在各种汽车。 设计介绍了后桥驱动的结构形式和工作原理,计算了差速器、主减速器以及 半轴的结构尺寸,进行了强度校核,并绘制了有关零件图和装配图。 本驱动桥设计结构合理,符合实际应用,具有很好的动力性和经济性,驱动 桥总成及零部件的设计能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化 及汽车变型的要求,修理、保养方便,机件工艺性好,制造容易。 但此设计过程仍有许多不足,在设计结构尺寸时,有些设计参数是按照以往 经验值得出,这样就带来了一定的误差。另外,在一些小的方面,由于时间问题, 做得还不够仔细,恳请各位老师同学给予批评指正。

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参考文献
[1] 王望予.汽车设计.吉林:机械工业出版社,2004. [2] 陈家瑞.汽车构造. 人民交通出版社,2002. [3] 成大先.机械设计手册. 化学工业出版社,2002. [4] 刘惟信.汽车车桥设计.北京:清华大学出版社, 2004. [5] 吴宗泽主编.机械设计师手册. 北京:机械工程出版社,2002. [6] 细川武志编.魏朗译.汽车构造图册.北京:人民交通出版社,2004. [7] 崔心存主编.现代汽车新技术. 北京:人民交通出版社,2001. [8] 蒋立盛.汽车设计手册 整车 底盘卷 (4.4, 4.5) .长春汽车研究所, 1998. [9] 唐嘉平.AutoCAD2006 实用教程.第 2 版.北京:清华大学出版社,2006. [10] 刘彦戎.张慧缘,李万用.汽车标准汇编(第四卷).中国汽车技术研究 中心标准化研究所出版社,2000. [11] 纪峻岭 .传动轴,差速器,驱动桥,车桥. [12] 相关图纸、期刊. [13] 王树伟.MATLAB6.0 辅助图象处理.北京:电子工业出版社,2003. [14] 赵学敏.汽车底盘构造与维修.北京:国防工业出版社,2003. [15] Dirk Spindler Georg von Petery INA-Schaeffler KG. Angular Contact Ball Bearings for a Rear Axle Differential.SAE ,2003. [16] Gleason Company.GLEASON BEVEL ANDHYPOID GEAR DESIGN,1972 化学工业出版社,2005.

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致 谢
在这三个月忙碌的毕业设计中,我学到了很多东西对驱动桥有了更进一步的 认识。我设计的课题是:CA6440 轻型客车驱动桥的设计,其实刚拿到题目的时候 是很茫然,不知道从何下手。但是我查阅了很多和驱动桥有关的书籍,并且在老 师的辛勤指导下,终于将这个课题顺利的完成了。还要感谢学校能够组织我们到 长春一汽进行了毕业实习,在工厂里我们看到了实物。这次实习机会对我进行毕 业设计的帮助也非常大。在此向我的指导老师单鹏老师表示由衷的感谢,感谢您 的悉心指导非常有耐心的为我们解答疑惑,您能在百忙之中抽出时间给我们答疑 检查图纸您的辛苦我们都知道,在此再一次对您表示感谢。 这段时间自己真正的动手设计一个课题,使我知道了毕业设计的重要性,毕 业设计是大学学习阶段一次难得的理论与实际相结合的机会,使我在大学期间学 到的知识进行了一次大总结,一次大检查,特别是机械设计、工程制图、机械原 理等基础知识,进行了一次彻底的复习。通过这次毕业设计,使我对课堂上的理 论知识有了更加深刻和具体的理解,让我对专业知识能够熟练的掌握与运用,也 提高了解决工程实际问题的能力,通过对相关文献,资料的查阅及运用电脑软件 进行绘图也使我对电脑及网络资源的应用能力有所提升,我要感谢学校给我们提 供了这个让我们的能力得到提高的机会。 最后我要特别感谢汽车与交通工程学院所有老师对我四年来的细心教诲与无 微不至的帮助。没有你们的辛勤辅导,我们也不会这么顺利的毕业。非常感谢你 们,我们敬爱的老师。

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附 录A 一、英文原材料

Drive Axle
All vehicles have some type of drive axle/differential assembly incorporated into the driveline. Whether it is front, rear or four wheel drive, differentials are necessary for the smooth application of engine power to the road. The drive axle must transmit power through a 90°angle. The flow of power in conventional front engine/rear wheel drive vehicles moves from the engine to the drive axle in approximately a straight line. However, at the drive axle, the power must be turned at right angles (from the line of the driveshaft) and directed to the drive wheels. This is accomplished by a pinion drive gear, which turns a circular ring gear. The ring gear is attached to a differential housing, containing a set of smaller gears that are splined to the inner end of each axle shaft. As the housing is rotated, the internal differential gears turn the axle shafts, which are also attached to the drive wheels.

The differential is an arrangement of gears with two functions: to permit the rear wheels to turn at different speeds when cornering and to divide the power flow between both rear wheels. (1)The accompanying illustration has been provided to help understand how this occurs. The drive pinion, which is turned by the driveshaft, turns the ring gear. (2)The ring gear, which is attached to the differential case, turns the case. (3)The pinion shaft, located in a bore in the differential case, is at right angles to the axle shafts and turns with the case.
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(4)The differential pinion (drive) gears are mounted on the pinion shaft and rotate with the shaft. (5)Differential side gears (driven gears) are meshed with the pinion gears and turn with the differential housing and ring gear as a unit. (6)The side gears are splined to the inner ends of the axle shafts and rotate the shafts as the housing turns. (7)When both wheels have equal traction, the pinion gears do not rotate on the pinion shaft, since the input force of the pinion gears is divided equally between the two side gears. (8)When it is necessary to turn a corner, the differential gearing becomes effective and allows the axle shafts to rotate at different speeds.

As the inner wheel slows down, the side gear splined to the inner wheel axle shaft also slows. The pinion gears act as balancing levers by maintaining equal tooth loads to both gears, while allowing unequal speeds of rotation at the axle shafts. If the vehicle speed remains constant, and the inner wheel slows down to 90 percent of vehicle speed, the outer wheel will speed up to 110 percent. However, because this system is known as an open differential, if one wheel should become stuck (as in mud or snow), all of the engine power can be transferred to only one wheel. Engineers searched diligently for ways to allow each driving wheel to operate at its
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own speed. Many ideas were tried with mixed results before the basic design for the present-day, standard differential was finally developed. The successful idea that is still used in principle today was to divide the engine power by dividing the axle in two-attaching each driving wheel separately to its own half-axle and placing in between, an ingenious, free-rotating pinion and gear arrangement. The arrangement was called the differential because it differentiates between the actual speed needs of each wheel and splits the power from the engine into equal driving force to each wheel. On/off road vehicles and other trucks required to haul heavy loads are sometimes equipped with double reduction axles. A double reduction axle uses two gear sets for greater overall gear reduction and peak torque development. This design is favored for severe-ser-vice applications, such as dump trucks, cement mixers, and other heavy haulers. The double reduction axle uses a heavy-duty spiral bevel or hypoid pinion and ring gear combination for the first reduction. The second reduction is accomplished with a wide-faced helical spur pin-ion and gear set. The drive pinion and ring gear function just as in a single reduction axle. However, the differential case is not bolted to the ring gear. Instead, the spur pinion is keyed to and driven by the ring gear. The spur pinion is in turn constantly meshed with the helical spur gear to which the differential case is bolted. Many heavy duty trucks are equipped with two rear drive axles. These tandem axle trucks require a special gear arrangement to deliver power to both the forward and rearward rear driving axles. This gearing must also be capable of allowing for speed differences between the axles. Two axle hub arrangements are available to provide support between the axle hub and the truck's wheels: the semi-floating type axle and the fully floating type axle. Of the two ,the semi-floating is the simplest, cheapest design to incorporate ,but the fully floating axle is more popular in heavy-duty trucks. In the semi-floating type axle, drive power from the differential is taken by each axle half-shaft and transferred directly to the wheels. A single bearing assembly, located at the outer end of the axle, is used to support the axle half-shaft. The part of the axle ex-tending beyond the bearing assembly is either splined or tapered to a wheel hub and brake drum assembly. The main disadvantage of this type of axle is that the outer end of each axle shaft must carry and support the weight of the truck that is placed on the wheels. If an axle half-shaft should break ,the truck's wheel will fall off. Drive axle operation is controlled by the differential carrier assembly. A differential carrier assembly consists of a number of major components. These include:
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1. Input shaft and pinion gear 2. Ring gear 3. Differential with two differential case halves, a differential spider ,four pinion gears ,and two side gears with washers. This differential assembly fits between the axle shafts, with the shafts being splined to the differential side gears. The parts of the differential carrier are held in position by a number of bearings and thrust washers. The leading end of the input shaft is connected to the drive shaft by a yoke and universal joint. The pinion gear on the other end of the input shaft is in constant mesh with the ring gear. The ring gear is bolted to a flange on the differential case. Insied the case, the legs of the spider are held in matching grooves in the case halves. The legs of the spider also support the four pinion gears. In addition ,the case houses the side gears ,which are in mesh with the pinions and are splined to the axle shafts. When the drive shaft torque is applied to the input shaft and drive pinion, the input shaft and pinion rotate in a direction that is perpendicular to the truck's drive axles. The drive pinion is beveled at 45 degrees and engages the ring gear, which is also beveled at 45 degrees, causing the ring gear to revolve at 90 degrees to the drive shaft. This means the torque flow changes direction and becomes parallel to the axles and wheels. The drive shaft must also be able to change in length while transmitting torque. As the rear axle reacts to road surface changes, torque reactions and braking forces, it tends to rotate for-ward or backward, requiring a corresponding change in the length of the drive shaft. In order to transmit engine torque to the rear axles, the drive shaft must be durable and strong. An engine producing 1 000 pound--feet of torque, when multiplied by a 12 to t gear ration in the transmission, will deliver 12 000 pound-feet breakaway torque to the drive shaft. The shaft must be strong enough to deliver this twisting force to a loaded axle without deforming or cracking under the strain. Drive shafts are constructed of high-strength steel tubing to provide maximum strength with minimum weight. The diameter of the shaft and wall thickness of the tubing is determined by several factors ~ maximum torque and vehicle payload, type of operation, road conditions, and the brake torque that might be encountered. One-piece ,two-piece ,and three-piece drive shafts are used, depending on the length of the drive line. Each end of the drive shaft has a yoke used to connect the shaft to other drive line components. The yoke might be rigidly welded to the shaft tube or it might be a spline, or slip yoke. The tube yokes are connected through universal joints to end
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yokes on the output and input shafts of the transmission and axle. A typical slip joint consists of a hardened, ground splined shaft welded to the drive shaft tube that is inserted into a slip yoke that has matching internal splines. The sliding splines between a slib joint and a permanent joint must support the drive shaft and be capable of sliding under full torque loads. The propeller shaft is generally hollow to promote light weight and of a diameter sufficient to impart great strength. Quality steel, aluminum, and graphite are used in its construction. Some have a rubber mounted torsional damper. The universal yoke and splined stub (where used) are welded to the ends of a hollow shaft. The shaft must run true, and it must be carefully balanced to avoid vibrations. The propeller shaft is often turning at engine speeds. It can cause great damage if bent, unbalanced or if there is wear in the universal joints. As the rear axle moves up and down, it swings on an arc that is different from that of the drive line. As a result, the distance between transmission and rear axle will change to some extent. When the propeller shaft turns the differential, the axles and wheels are driven forward. The driving force developed between the tires and the road is first transferred to the rear axle housing. From the axle housing, it is transmitted to the frame or body in one of three ways: 1. Through leaf springs that are bolted to the housing and shackled to the frame. 2. Through control or torque arms shackled to both frame and axle housing. 3. Through a torque tube that surrounds the propeller shaft which is bolted to the axle housing and pivoted to the transmission, by means of a large ball socket.

二、中文翻译

驱动桥
汽车传动系统中驱动桥和差速器有许多形式。无论是前轮、后轮还是四轮驱 动,差速器都是必要的,以便使发动机的功率充分的发挥到路面上。 驱动桥必须通过一个 90°角传递动力。以传统的后轮驱动汽车为例,动力由 前置引擎传到大致在一条直线上的驱动桥,然后动力必须经过一个直角传递给驱
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动车轮。 这一过程是通过一个小齿轮传递到一个齿圈上而完成的。该齿圈连接到差速 器壳,壳里面装有一组小齿轮,小齿轮与带有花键的每个轴的轴端相联接,由桥 壳的旋转,从而差速齿轮带动轴转动,这个轴同时连接的就是驱动车轮。 图示为一个典型驱动桥的组成 差速器齿轮具有两个基本的功能:在转弯时允许后轮以不同的速度转动并将 动力分配到两后轮。 (1)提供的说明是为了帮助理解这一过程是如何实现的。轴带动小驱动齿轮 在齿圈上旋转。 (2)该齿圈与差速器壳相连,并带动壳旋转。 (3)差速器壳内设有一小孔,放置一个小齿轮轴,该小轴与差速器成直角, 并随壳体转动。 (4)差速行星齿轮驱动装在小轴上的齿轮,使轴转动。 (5)差速器边上的齿轮(驱动齿轮)与小齿轮啮合,并与做在一体的差速器 壳和齿圈一起转动。 (6)一侧带花键的齿轮与两轴端配合,随桥壳旋转。 (7)当两车轮具有相同的驱动力的时候,小齿轮(行星齿轮)在其轴架(行 星架)上不旋转,输入到小齿轮上的力平均分配给两端的齿轮。 (8)当需要转弯时,差动齿轮开始起作用,能够实现两端的半轴以不同的速 度旋转。 由于内侧车轮速度减慢, 同侧的花键轴齿轮也变慢, 行星齿轮作为平衡杠杆, 保持两边的轮齿负荷相等,同时允许两边的半轴以不同的的速度旋转。如果汽车 的行进速度保持不变, 内侧车轮的速度将减低 90%。 外侧车轮的速度将增加到 110%。 但是,因为系统有差速器,所以一旦有一个车轮转速保持不变(如在泥或雪地) , 那么所有的发动机功率将全部转移到另外的一个车轮。 工程师们努力地寻找方法使每个驱动轮都按照自己的速度运行。在如今标准 的差速器被最终发明出来之前, 许多想法被交叉尝试。 目前在理论上非常成功的、 一直沿用到今天的想法是通过把车轴分离成对称的两部分。每一个半轴都连接到 分离的驱动轮上,然后中间安放一个独立的自由旋转的小齿轮和其它两个齿轮来 分离来自发动机的动力。这个结构被称为差速装置。因为这种装置能提供给每个 车轮实际所需要的速度并且把来自发动机的动力分成相同的驱动力作用给每个车 轮。许多卡车有时需要装备双级减速驱动桥来拖拽重物。双级减速驱动桥使用两 套减速齿轮来降低速度使转矩达到峰值。这种设计是非常受优待的例如自卸式卡 车、混凝土搅拌车和其它重型货车。 双减速车桥采用了重型的螺旋锥齿轮或准双曲面齿轮和环行齿轮配合从而进
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行第一级减速。第二级减速是通过宽面的螺旋柱形直齿轮及其它齿轮组的配合完 成的。主动小齿轮和环行齿轮在单级减速桥上运行,而差速器箱没有被环形齿轮 锁死,相反,环形齿轮能将柱形直齿轮键入并驱动,柱形直齿轮就可以依次不断 地与差速器箱中的螺旋正齿轮相啮合。 许多重型载货汽车都配备了两个后驱动桥,这种平衡悬架轴的卡车需要一 种特殊的齿轮配置方法来解决后驱动桥上的向前与向后的传动。这些齿轮必须要 考虑到车轴间的转速差。两个车轴轴毂的排列为轴毂和车轮间提供了有力的支持。 在半浮动式轴与全浮动式轴中,半浮动式轴的设计较简单、价格便宜的,而全浮 动式轴多受欢迎于重型卡车中。 对于半浮动式轴,来自差速器的动力施加与两个半轴,并直接传递到轮子 上。一个单轴承组(位于轴承外端)被用于支撑半轴。轴端外延到轴承组上的部 分与轮闸和轮鼓的连接是花键或锥形连接。这种轴的缺点是每个半轴的外端都有 支撑轮子上的车体。如果有一个半轴断裂,车轮就会脱离。 驱动轴的动作由差速器结构控制。差速器结构由以下几个主要的部件: 1.输入轴和齿轮结构 2.齿圈 3.差速器包括两个差速器半箱,差速架,4 个齿轮,两个带垫圈的边齿轮。 差速器结构位于两个半轴之间,通过边齿轮与之花键连接。差速器部件用 许多轴承和止推垫圈固定。 输入轴头通过一个套和万向节与驱动轴连接。输入轴另一端的齿轮与齿圈 啮合。齿圈被销在差速箱的轮缘上。箱内,支架腿啮合与箱子的凹槽。支架腿同 时支撑着 4 个小齿轮。此外,差速箱还包裹着边齿轮,而边齿轮与小齿轮啮合并 与轴花键连接。当驱动轴的转矩施加与输入轴并带动小齿轮,输入轴和小齿轮就 会在与车轴垂直的方向转动。传动齿轮和环形齿轮都通过 45°斜齿相互啮合,使 环形齿轮与驱动轴的转动方向形成 90°角。这意味着扭矩改变了方向后与车轴和 车轮平行。 驱动桥在传递转矩的同时还能改变长度。因为后轴反映路面的变化,转矩的 反映和制动力的变化,适应向前或者向后的旋转。同时还要适应驱动桥的长度变 化。 为了把发动机的转矩传递到后轴, 驱动桥必须耐用而且结实。 发动机产生 1000 镑·尺的转矩时乘以一个齿轮 12 个齿在驱动桥上就产生了 12000 镑·尺的转矩。 后轴必须足够结实来传递扭转力矩给承载轴上不能产生变形和段裂。 驱动桥是由高强度的空心钢管制成的以最小的重量来提供最大的动力轴的直 径和轴壁的薄厚是由扭矩的峰值、车辆的额定载重、运行的方式、路面状况和制 动力矩共同决定的。每一个驱动桥的末端都有十字轴用来连接轴和其它的纵向驱 动组件的。这个十字轴被刚性的焊接在半轴的软管上或者是滑动叉上。这个支撑
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管一头连接着万向节,另一头接在支配管上用来输入和输出变速器和轴的动力。 一个经淬火的滑联合,花键轴焊接传动轴管插入一个滑动叉有内花键相配合。 滑动花键之间的滑动联合常设联合必须支持传动轴,并承受滑动下全负荷扭矩。 传动轴是空心的,并重量轻普遍应用,一个足够大的直径以传递的巨大转矩。 优 质钢、铝、石墨被用于制造的材料。 并安装一个橡胶的扭振减振阻尼器。 普遍的轭状花键管被焊接到两端的空心轴。轴的运行必须准确,并它必须小 心平衡,以避免受振动。 传动轴往往是转弯时发动机的转速。如果转弯时,不平 衡或有磨损的万向节,它可以造成很大损害。由于后轴上下移动, 它摇摆出一个 弧形的,不同的传动线。在变速器和后轴将有某种程度的改变。 当传动轴转差,车轴和车轮是驱动前进。主动力之间的轮胎和道路是首先被 转移到后轴壳。从动轴套,它是传送给骨架或机构,其中有 3 种方式: 1. 通过钢板弹簧,螺栓,以及桥壳和骨架的束缚。 2. 通过控制或扭力杆两种构架及轴壳的束缚。 3. 通过扭力杆,环绕在传动轴的螺栓与轴壳的传输,采用了大的球形支座。

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