　　汽车驱动桥是汽车的主要部件之一，其基本的功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，再将转矩分配给左右驱动车轮，并使左右驱动车轮具有汽车行驶运动所要求的差速功能:同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或承载车身之间的铅垂力、纵向力，横向力及其力矩。其质量，性能的好坏直接影响整车的安全性，经济性、舒适性、可靠性。

　　　本文认真地分析参考了天龙重卡300双驱动桥，在论述汽车驱动桥运行机理的基础上，提练出了在驱动桥设计中应掌握的满足汽车行驶的平顺性和通过性、降噪技术的应用及零件的标准化、部件的通用化、产品的系列化等三大关键技术；阐述了汽车驱动桥的基本原理并进行了系统分析；根据经济、适用、舒适、安全可靠的设计原则和分析比较，确定了重型卡车驱动桥结构形式、布置方法、主减速器、差速器、半轴、桥壳及轮边减速器的结构型式；并对制动器以及主要零部件进行了强度校核，完善了驱动桥的整体设计。

　　　通过本课题的研究，开发设计出适用于装置大马力发动机重型货车的双级驱动桥产品，确保设计的重型卡车驱动桥经济、实用、安全、可靠。　　

关键字：贯通轴；驱动桥；主减速器；差速器；轮边减速器

ABSTRACT

　　　Drive axle is one of the most important parts of automobile. The function is to increase the torque from drive shaft or from transmission directly, and then distribute it to left and right wheels which have the differential ability automobile needed when driving. And the drive axle has to support the vertical force, longitudinal force, horizontal force and their moments between road and frame or body. Its quality and performance will affect the security, economic, comfortably and reliability.

　　　This article analyzes and refers to the drive axle of Tianlongtruck and the 300 drive axle of Hyundai seriously. Through the study of this topic, we can design the single driving axle devices that apply to the heavy truck with high-powered engine, and make sure the drive axle we design of heavy truck economic, practical, safe and reliable. On talking about the running principal of driving axle ,the three key techno ledge about vehicle traveling on the ride and through, and noise reduction technology applications and the standardization of parts, components of the universal, Products such as the serialization that we should master to meet, it describes and has a systematic analysis on the basic principles of vehicle drive axle.

　　　According to the design principles and analysis and comparison of economy, application, comfortably, safety and reliability , the heavy truck drive axle structure, layout ways, and the final drive assembly, differential assembly, the bridge case and axle structure can be determined; and the strength checking of brake parts, as well as major components improves overall design of the driving axle.

　　　Through the study of this topic, we can design the single drive axle devices that apply to the heavy truck with high-powered engine, and make sure the drive axle we design of heavy truck economic, practical, safe and reliable.　

Keywords: Heavy truck；Drive axle；Final drive；Differential; wheel edges reducer

摘要………………………………………………………………………………………...Ⅰ

Abstract……………………………………………………...…………………………….Ⅱ

第1章绪论………………………………………………………………………………1

　　　1.1选题的背景…………………………………………………………………………1

　　　1.2目的及意义…………………………………………………………………………1

　　　1.3设计路线和设计内容………………………………………………………………2

第2章总体方案设计………………….………………………………………………4

　　　2.1驱动桥设计应满足的基本要求……………………………………………………4

　　　2.2驱动桥结构型式的选择……………………………………………………………4

　　　2.3主减速器结构型式的选择…………………………………………………………5

　　　2.4半轴的选择…………………………………………………………………………5

　　　2.5本章小结……………………………………………………………………………5

第3章贯通桥主减速器设计…………………………………………………………6

　　　3.1主减速器的结构型式………………………………………………………………6

3.1.1主减速器齿轮类型…………………………………………………………...6

3.1.2主减速器齿轮的支承方案…………………………………………………...8

3.1.3主减速器减速型式…………………………………………………………..12

　　　3.2主减速基本参数选择和计算载荷的确定………………………………………..13

3.2.1主减速比确定……………………………………………………………….13

3.2.2主减速器齿轮计算载荷确定……………………………………………….15

3.2.3主减速器齿轮几本参数的选择…………………………………………….17

　　　3.3主减速器的几何尺寸计算………………………………………………………..23

　　　3.4主减速器齿轮的强度计算………………………………………………………..29

　　　3.5减速器轴承的计算………………………………………………………………..34

　　　　3.5.1减速器计算转矩的确定…………………………………………………….34

　　　　3.5.2齿轮受力形式……………………………………………………………….35

　　　　3.5.3锥齿轮受力形式…………………………………………………………….37

　　　3.6主减速齿轮材料及热处理………………………………………………………..42

　　　3.7主减速器齿轮润滑………………………………………………………………..43

　　　3.8本章小结…………………………………………………………………………..43

第4章差速器设计……………………………………………………………………44

　　　4.1差速器结构型式的选择…………………………………………………………..44

　　　4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器原理……………………………………………….46

　　　4.3对称式圆锥行星齿轮差速器结构………………………………………………..47

　　　4.4对称式圆锥行星齿轮差速器结构设计…………………………………………..47

4.4.1差速器基本参数选择………………………………………………………..48

4.4.2差速器锥齿轮几何尺寸计算………………………………………………..51

　　　　4.4.3差速器齿轮强度计算……………………………………………………….52

　　　4.5差速器齿轮材料…………………………………………………………………..53

　　　4.6本章小结…………………………………………………………………………..54

第5章半轴及贯通轴设计…………………………………………………………..55

　　　5.1 概述……………………………………………………………………………….55

　　　5.2全浮式半轴的设计与计算………………………………………………………..58

5.2.1半轴计算载荷的确定……………………………………………………….58

5.2.2半轴杆部直径的选择……………………………………………………….59

5.2.3半轴强度校核……………………………………………………………….59

5.2.4 花键轴的强度计算…………………………………………………………60

　　　5.3贯通轴的设计与计算……………………………………………………………..61

5.3.1贯通轴计算载荷的确定…………………………………………………….61

5.3.2贯通轴杆部直径的选择…………………………………………………….62

5.3.3贯通轴强度校核…………………………………………………………….62

　　　5.4半轴材料与热处理………………………………………………………………..62

　　　5.5本章小结…………………………………………………………………………..63

第6章轮边减速器设计……………………………………………………………..64

　　　6.1概述………………………………………………………………………………..64

　　　6.2轮边减速器型式选择……………………………………………………………..64

　　　6.3轮边减速器各参数的选择………………………………………………………..67

6.4轮边减速器各齿轮强度校核……………………………………………………..67

6.4.1疲劳强度校核……………………………………………………………….67

6.4.2齿轮弯曲强度校核………………………………………………………….68

　　　6.5本章小结…………………………………………………………………………..69

结论………………………………………………………………………………………...70

参考文献………………………………………………………………………………….71

致谢………………………………………………………………………………………...72

附录………………………………………………………………………………………...73

1.3 设计路线和设计内容

　　　本课题的设计思路可分为以下几点：首先选择初始方案，东风300属于重型货车，采用后桥驱动附轮边减速器，所以设计的驱动桥结构需要符合重型货车的结构要求；接着选择各部件的结构形式；最后选择各部件的具体参数，设计出各主要尺寸。主减速采用双级减速，主要是因为，贯通式的减速器，如果主减速器做成一级，又不能采取涡轮蜗杆传动，会引起贯通轴与齿轮轴的干涉。

　　　轮边减速器一般为双级减速驱动桥中安装在轮毂中间或附近的第二级减速器采用轮边减速器可以使中间主减速器的外形尺寸减小,保证车辆具有足够的离地间隙,由于轮边是最后的一级减速，其前面的半轴差速器及主减速器的从动轮等零件的尺寸都可以减小，由于采用轮边减速器的驱动桥结构相对较复杂成本较高，只有当驱动桥总减速比大于12的工程机械、重型车和对离地间隙有特殊要求的越野车才推荐采用轮边减速器。

　　　驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种如下：?? (1)中央单级减速驱动桥。此是驱动桥结构中最为简单的一种，是驱动桥的基本形式，在载重汽车中占主导地位。一般在主传动比小于6的情况下，应尽量采用中央单级减速驱动桥。目前的中央单级减速器趋于采用双曲线螺旋伞齿轮，主动小齿轮采用骑马式支承，有差速锁装置供选用。?? (2)中央双级驱动桥。在国内目前的市场上，中央双级驱动桥主要有2种类型：一类如伊顿系列产品，事先就在单级减速器中预留好空间，当要求增大牵引力与速比时，可装入圆柱行星齿轮减速机构，将原中央单级改成中央双级驱动桥，这种改制“三化”（即系列化，通用化，标准化）程度高，桥壳、主减速器等均可通用，锥齿轮直径不变；另一类如洛克威尔系列产品，当要增大牵引力与速比时，需要改制第一级伞齿轮后，再装入第二级圆柱直齿轮或斜齿轮，变成要求的中央双级驱动桥，这时桥壳可通用，主减速器不通用，锥齿轮有2个规格。由于上述中央双级减速桥均是在中央单级桥的速比超出一定数值或牵引总质量较大时，作为系列产品而派生出来的一种型号，它们很难变型为前驱动桥，使用受到一定限制；因此，综合来说，双级减速桥一般均不作为一种基本型驱动桥来发展，而是作为某一特殊考虑而派生出来的驱动桥存在。 (3)中央单级、轮边减速驱动桥。轮边减速驱动桥较为广泛地用于油田、建筑工地、矿山等非公路车与军用车上。

　　　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。　　　随着科技的发展，汽车行业也越来越被重视，重型汽车的工作条件也越来越恶劣。近年来大多数重型汽车都向大功率和大扭矩方向发展，主要采取贯通式两级减速的驱动桥，以满足恶劣的工作环境。

2.1驱动桥设计应满足的基本要求

　　　驱动桥是汽车传动系统中主要总成之一。驱动桥的设计是否合理直接关系到汽车使用性能的好环。因此，设计中要保证:

　　　（1）所选择的主减速比应能满足汽车在给定条件下具有最佳的动力性和燃料经济性；

　　　（2）差速器在保证左、右驱动车轮能以汽车运动学所要求的差速滚动外并能将转矩平稳而连续不断（无脉动）地传递给左右驱动车轮；

　　　（3）当左、右驱动车轮与地面的附着系数不同时，应能充分地利用汽车的牵引力；

　　　（4）能承受和传递路面和车架或车厢间的铅垂力，纵向力和横向力，以及驱动时的反作用力和制动时的制动力矩；

　　　（5）驱动桥各零部件在保证其强度、刚度、可靠性及寿命的前提下应力求减小簧下质量，以减小不平路面对驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车的平顺性；

　　　（6）轮廓尺寸不大以便于汽车的总体布置并与所要求的驱动桥离地间隙相适应；

　　　（7）齿轮与其他传动机件工作平稳、无噪声；

　　　（8）驱动桥总成及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；

　　　（9）在各种载荷及转速工况下有高的传动效率；

　　　（10）结构简单、维修方便，机件工艺性好，制造容易。

2.2驱动桥的结构型式选择

　　　在贯通式驱动桥的布置中，各桥的驱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（第一、第四桥）的动力，是经分动器并贯通中间桥（分别穿过第二，第三桥）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、制造和维修、都带来方便。

2.3主减速的结构型式选择

（1）主减速器齿轮类型选择

选择双曲面齿轮，目的是降低质心，相同尺寸下承载能力大，传动平稳。在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。

（2）主减速器主从动齿轮的支撑形式选择

主、从动齿轮的支撑形式，选择骑马式，相对于悬臂式，刚度大，载荷能力强。

（4）主减速器的减速型式选择

　　　主减速器设置成了两级减速，主要是因为，贯通式的减速器，如果主减速器做成一级，又不能采取涡轮蜗杆传动，会引起贯通轴与齿轮轴的干涉。

（5）主减速的调整

　　　主减速器的调整是通过轴承预紧，锥齿轮啮合

2.4半轴的选择

　　　半轴制成实心轴，利用全浮式支撑，目的是为了使半轴只承受转矩，反力和弯矩由桥壳以及差速器壳承受。

2.5本章小结

本章通过对驱动桥设计要求的分析，确定了总体方案，贯通式双级减速驱动桥，其中，对驱动桥的结构型式和主减速器的结构型式的分析，还有半轴的选择，分别确定各自的型式，做一个总体方案的确定。

3.1 主减速器的结构型式

　　　主减速器的结构型式，主要是根据齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而已。

3.1.1 主减速器的齿轮类型

　　　主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和涡轮蜗杆等形式。

　　　在现代汽车的驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是“格里森”制或“奥利康”制的螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。见图（3.1）　　　由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作得更加平稳、无噪声，强度也高。双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。

　　　(c)圆柱齿轮传动

　　　一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿车驱动桥，在此不采用。

　　　(d)蜗杆传动

　　　与锥齿传动相比，蜗杆传动有如下优点：

　　　(1)在轮廓尺寸和结构质量较小的情况下，可得到较大的传动比（可大于7）；

　　　(2)在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声；

　　　(3)便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置；

　　　(4)能传递大的载荷，使用寿命长。

　　　但是由于蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，传动效率较低。在此不采用。

　　　由于本车的主减速器传动比大于5，且采用双曲面齿轮可以增大离地间隙，降低质心，相同尺寸下承载能力大，传动平稳。综上所述各种齿轮类型的优缺点,本文设计的东风300主减速器采用双曲面齿轮。

3.1.2 主减速器主从动锥齿轮的支承方案

　　　在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。

　　　1、主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法

　　　现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种：

　　　（1）悬臂式

　　　如图3.2(a)所示，齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增强支承刚度，应使两轴承支承中心间的距离b齿轮齿面宽中点的悬臂长度a大两倍以上，同时尺寸b应比齿轮节圆直径的70%还大，并使齿轮轴径大于或至小等于悬臂长a。当采用一对圆锥滚子轴承支承时，为了减小悬臂长度a和增大支承间的距离b，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以使b拉长、a缩短，从而增强支承刚度。这样也便于结构布置、轴承预紧度的调整及轴承润滑。应注意，对圆锥滚子轴承来说，由于润滑油只能从圆锥滚子的小端在离心力作用下流向大端，因此在壳体上应有通入两轴承间的进油道及使润滑油返回壳体的回油道。

　　　另外，为了拆装方便起见，应使主动锥齿轮后轴承（即紧靠齿轮大端的轴承）的支承轴径大于其前轴承（即位于驱动桥前部的轴承）的支承轴径，或名义尺寸虽同但公差有别。支承刚度也随轴承与轴及轴承与座孔之间的配合进度的增加而增大。

　　　（2）骑马式

　　　如图3.2(b)所示，齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。骑马式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的1/30以下．而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/5 ~1/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。此外，由于大端一侧的前轴承及后轴承之间的距离很小，可以缩短主动锥齿轮轴的长度，使布置更紧凑，这有利于减小传动轴夹角及整车布置。起码是支承的导向轴承都采用圆柱滚子式的，并且其内外圈可以分离（有时不带内圈），以利于拆装。为了进一步增强刚度，应尽可能地减小齿轮大端一侧的两轴承间的距离，增大支承轴径，适当提高轴承的配合紧度。　　　在本设计中，由于我们设计的重型载重汽车，由工作条件决定的采用骑马式支承。

　　　2、主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法

主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在轴承之间的分布即载荷离两端轴承支承中心间的距离c和d（见图3.3）之比例而定。为了增强支承刚度，支承间的距离应尽量缩小。然而，为了使从动锥齿轮背面的支承凸缘有足够的位置设置加强筋(一般不应少于6条,切应一直延伸到差速器轴承座近处)及增强支承的稳定性，距离（）应不小于从动锥齿轮节圆直径的70％。两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，小端相背朝外。为了使载荷能尽量均匀分布在两个轴承上，并且让出位置来加强从动锥齿轮连接凸缘的刚性，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸。为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。由于从动锥齿轮轴承是装在差速器壳上，尺寸较大，足以保证刚度。球面圆锥滚子轴承（见图3.3（b））具有自动调位的性能，对轴的歪斜的敏感性较小，这一点当主减速器从动齿轮轴承的尺寸大时极为重要。向心推力轴承不需要调整，但仅见于某些小排量轿车的主减速器中（图3.3（c））。只有当采用直齿或人字齿圆柱齿轮时，由于无轴向力，双级主减速器从动齿轮才可以安装在向心球　　　本次毕业设计是针对东风300重卡汽车设计的贯通式驱动桥附轮边减速器，本设计介绍了贯通式驱动桥驱动的结构形式和工作原理，详细的分析了各种驱动桥的工作环境，根据要求选择了合适的离地间隙，保证了汽车的正常行驶。还详细的介绍了驱动桥的其他部件，例如主减速器，轮边减速器，差速器，半轴，贯通轴的工作原理，认真分析了每一种结构的各种结构形式，并总结出了优缺点，然后综合考虑，选出和合适的结构形式和布置方案。并且计算出每一种所选形式的各种技术参数，根据计算数据进行强度校核，符合设计要求。

　　　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，贯通驱动桥总成和轮边减速器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的要求，修理、保养方便，机件工艺性好，制造容易。

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半轴.gif

差速器.gif

东风300贯通式驱动桥及轮边减速器设计.gif

十字轴.gif

双曲面从动锥齿轮.gif

一级主动齿轮.gif

中间轴.gif

内容简介：: 毕业设计（论文）开题报告设计（论文）题目: 东风300贯通式驱动桥及轮边减速器设计院系名称: 汽车与交通工程学院专业班级: 车辆工程07-7班学生姓名: 叶佳茜导师姓名: 纪峻岭开题时间: 2011年3月11日指导委员会审查意见：签字：年月日毕业设计（论文）开题报告学生姓名叶佳茜系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程07-7班指导教师姓名纪峻岭职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称东风300贯通式驱动桥及轮边减速器设计一、课题研究现状、选题目的和意义1、研究现状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44、66、88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88汽车来说，这种非贯通式驱动桥就更难于布置了。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形式。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。对于重型载货汽车来说，要传递的转矩较乘用车和客车，以及轻型商用车都要大得多，以便能够以较低的成本运输较多的货物，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而驱动桥在传动系统中起着举足轻重的作用。随着目前国际上石油价格的上涨，汽车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对乘用车，对于载货汽车，提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝。为了降低油耗，不仅要在发动机的环节上节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。这就必须在发动机的动力输出之后，在从发动机传动轴驱动桥这一动力输送环节中寻找减少能量在传递的过程中的损失。在这一环节中，发动机是动力的输出者，也是整个机器的心脏，而驱动桥则是将动力转化为能量的最终执行者。因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较高的驱动桥便成了有效节油的措施之一。所以设计新型的驱动桥成为新的课题。驱动桥设计应当满足如下基本要求：a)所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。b)外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。c)齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。d)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。e)在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。 f)与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。g)结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种如下： 1）中央单级减速驱动桥。此是驱动桥结构中最为简单的一种，是驱动桥的基本形式，在载重汽车中占主导地位。一般在主传动比小于6的情况下，应尽量采用中央单级减速驱动桥。目前的中央单级减速器趋于采用双曲线螺旋伞齿轮，主动小齿轮采用骑马式支承，有差速锁装置供选用。 2）中央双级驱动桥。在国内目前的市场上，中央双级驱动桥主要有2种类型：一类如伊顿系列产品，事先就在单级减速器中预留好空间，当要求增大牵引力与速比时，可装入圆柱行星齿轮减速机构，将原中央单级改成中央双级驱动桥，这种改制“三化”（即系列化，通用化，标准化）程度高，桥壳、主减速器等均可通用，锥齿轮直径不变；另一类如洛克威尔系列产品，当要增大牵引力与速比时，需要改制第一级伞齿轮后，再装入第二级圆柱直齿轮或斜齿轮，变成要求的中央双级驱动桥，这时桥壳可通用，主减速器不通用，锥齿轮有2个规格。由于上述中央双级减速桥均是在中央单级桥的速比超出一定数值或牵引总质量较大时，作为系列产品而派生出来的一种型号，它们很难变型为前驱动桥，使用受到一定限制；因此，综合来说，双级减速桥一般均不作为一种基本型驱动桥来发展，而是作为某一特殊考虑而派生出来的驱动桥存在。 3）中央单级、轮边减速驱动桥。轮边减速驱动桥较为广泛地用于油田、建筑工地、矿山等非公路车与军用车上。当前轮边减速桥可分为2类：一类为圆锥行星齿轮式轮边减速桥；另一类为圆柱行星齿轮式轮边减速驱动桥。圆锥行星齿轮式轮边减速桥。由圆锥行星齿轮式传动构成的轮边减速器，轮边减速比为固定值2，它一般均与中央单级桥组成为一系列。在该系列中，中央单级桥仍具有独立性，可单独使用，需要增大桥的输出转矩，使牵引力增大或速比增大时，可不改变中央主减速器而在两轴端加上圆锥行星齿轮式减速器即可变成双级桥。这类桥与中央双级减速桥的区别在于：降低半轴传递的转矩，把增大的转矩直接增加到两轴端的轮边减速器上，其“三化”程度较高。但这类桥因轮边减速比为固定值2，因此，中央主减速器的尺寸仍较大，一般用于公路、非公路军用车。圆柱行星齿轮式轮边减速桥。单排、齿圈固定式圆柱行星齿轮减速桥，一般减速比在3至4.2之间。由于轮边减速比大，因此，中央主减速器的速比一般均小于3，这样大锥齿轮就可取较小的直径，以保证重型汽车对离地问隙的要求。这类桥比单级减速器的质量大，价格也要贵些，而且轮穀内具有齿轮传动，长时间在公路上行驶会产生大量的热量而引起过热；因此，作为公路车用驱动桥，它不如中央单级减速桥。综上所述，由于随着我国公路条件的改善和物流业对车辆性能要求的变化，重型汽车驱动桥技术已呈现出向单级化发展的趋势，主要是单级驱动桥还有以下几点优点： 1）单级减速驱动桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺简单，成本较低，是驱动桥的基本类型，在重型汽车上占有重要地位； 2）重型汽车发动机向低速大转矩发展的趋势，使得驱动桥的传动比向小速比发展；3）随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，重型汽车使用条件对汽车通过性的要求降低。因此，重型汽车不必像过去一样，采用复杂的结构提高通过性； 4）与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，单级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性提高。单级桥产品的优势为单级桥的发展拓展了广阔的前景。从产品设计的角度看，重型车产品在主减速比小于6的情况下，应尽量选用单级减速驱动桥。本课题的设计思路可分为以下几点：首先选择初始方案，东风300属于重型货车，采用后桥驱动附轮边减速器，所以设计的驱动桥结构需要符合重型货车的结构要求；接着选择各部件的结构形式；最后选择各部件的具体参数，设计出各主要尺寸。2010年中国重卡轮边减速器市场发展迅速，产品产出持续扩张，国家产业政策鼓励重卡轮边减速器产业向高技术产品方向发展，国内企业新增投资项目投资逐渐增多。投资者对重卡轮边减速器行业的关注越来越密切，这使得重卡轮边减速器行业的发展需求增大。轮边减速器一般为双级减速驱动桥中安装在轮毂中间或附近的第二级减速器采用轮边减速器，可以使中间主减速器的外形尺寸减小，保证车辆具有足够的离地间隙，由于轮边是最后的一级减速，其前面的半轴，差速器及主减速器的从动轮等零件的尺寸都可以减小。由于采用轮边减速器的驱动桥结构相对较复杂成本较高，只有当驱动桥总减速比大于12的工程机械、重型车和对离地间隙有特殊要求的越野车才推荐采用轮边减速器。轮边减速器桥优缺点：（1）轮边减速器桥与单减速器桥相比，轮边减速器桥要比单减速器桥的主减速器小，轮边减速器桥的离地间隙更大，所以其通过性更强。适合复杂路面。（2）轮边减速器最大功用就是降速增扭，所以其扭矩大，驱动力强。适合爬坡。（3）首先轮边减速器的结构复杂，传导件较多，这使得传动率下降，能量损失加大。复杂的结构让维修保养也更加麻烦。（4）轮边减速器在装配的过程中要求严格，如果各部分零部件的配合尺寸出现较大偏差，易导致轮边减速器的可靠性下降，同时由于国产制动鼓的材料及成本问题，国产车中轮边减速器散热效果还是不很理想。1太阳轮，2行星轮，3行星架，4内齿圈图1 单排行星齿轮机构2、依据、目的和意义本设计是对重型卡车驱动桥的结构设计以及轮边减速器的设计。故本说明书将以“驱动桥及轮边减速器设计”内容对驱动桥轮边减速器及其主要零部件的结构型式与设计计算作一一介绍。汽车驱动桥是汽车传动系统的重要部件，位于传动系的末端，其功用是增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，将转矩合理的分配给左、右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能，进一步增大变速器输出的力矩，以提高汽车的驱动力。重型卡车承载质量大，牵引力大，因此需要更大的传动比，即主减速比，因此采用多级减速，同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力，另外，为提高其承载能力，减少单轴上的载荷，采用了多桥驱动型式。在重载货车、越野汽车或大型客车上，当要求有较大的主传动比和较大的离地间隙时，往往将双级主减速器中的二级减速齿轮机构制成同样的两套，分别安装在两侧驱动车轮的近旁，称为轮边减速器而第一级即称主减速器。课题研究意义：轮边减速的功能是在车轮半轴轴头和车轮轴之间再加装一个减速齿轮，使车桥升高，从而使车身升高，达到增加离地间隙的目的，本次设计旨在设计一个合适的轮边减速器，以更了解轮边减速器的构造和功能，还有大概的设计流程，以帮助我们更好的参加工作。本次课题研究设计是大学生涯最后的学习机会，也是最专业的一次锻炼，它将使我们更加了解实际工作中的问题困难，也使我对专业知识又一次的全面总结，而且对实际的工程设计流程有个大概的了解，我相信这将对我以后的工作有实质性的帮助。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题基本内容（1）研究驱动桥组成、结构、原理； (2) 主减速器的结构设计,基本参数选择及设计计算；（3）轮边减速器的结构设计，几本参数选择及设计计算；(4) 差速器齿轮的基本参数的选择、尺寸及强度计算；(5) 驱动半轴的结构设计及强度计算；(6) 驱动桥壳的结构设计及受力分析与强度计算。（7）半轴及贯通轴的设计及强度计算解决问题选取的单级减速器附轮边减速器，是在原有的贯通轴主减速器上附带轮边减速器，需要有创新设计三、技术路线（研究方法）方案简定及参数选择总布置形式选择主减速器设计贯通桥差速器设计半轴与贯通轴的设计轮边减速器设计CAD绘图说明书编写完成设计四、进度安排（1）调研、收集资料、编写开题报告书和文献综述第12周（2月28日3月11日）（2）确定设计依据的技术参数，选择设计方案第 3周（3月14日3月18日）（3）确定设计方案，确定总布置形式和各部分零件结构第46周（3月21日4月8日）（4）确定动力传递路线及传递数据第7周（4月11日4月15日）（5）完成总成及各零件的结构设计第810周（4月18日5月6日）（6）完成绘制产品图纸第1113周（5月9日5月27日）（7）撰写设计说明书第14周（5月30日6月3日）（8）毕业设计审核、修改第1516周（6月6日6月17日）（9）毕业设计答辩准备及答辩第17周（6月20日6月24日）五、参考文献1 刘惟信.汽车设计M.清华大学出版社,20012 陈家瑞. 汽车构造M. 机械工业出版社，20033 王望予.汽车设计M.机械工业出版社，20004 成大先. 机械设计手册（第五版）J. 化学工业出版社，20085 王强.汽车传动系统的发展现状与趋势M.汽车研究与开发M，20056 周志立.汽车驱动桥原理与结构M.机械工业出版社，20037 齐晓杰.汽车液压、液力与气压传动技术M.化学工业出版社8 陈家瑞.汽车构造M.机械工业出版社，20009 周开勤.机械零件手册（第五版）J.高等教育出版社，200210 汽车百科全书编撰委员会.汽车百科全书J.机械工业出版社，199211 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册J.人民交通出版社，200012 齿轮手册编委会.齿轮手册上册（第二版）J.机械工业出版社，200013 张松林.最新轴承手册J.电子工业出版社，200614 孙恒.葛文杰.机械原理（第七版）M.高等教育出版社，200615席振鹏.机械CAD基础教程J.哈尔滨工业大学出版社，200716 刘惟信.汽车车桥设计J.清华大学出版社，200417 李俊玲.罗永华.现代汽车专业英语J.北京理工大学出版社，200118 MWSuhHardware-in-the-Loop Simulator for ABSSAE Technical Paper 199819 Yeh Edge C，Kuo Chin Yen，Sun Pei LenConjugate Boundary Method For Control Law Design of Anti-Skid Brake SystemVehicle Design1990六、备注指导教师意见：签字：年月日黑龙江工程学院本科生毕业设计本科学生毕业设计东风300贯通式驱动桥及轮边减速器设计院系名称：汽车与交通工程学院专业班级：学生姓名：指导教师：职称：副教授黑龙江工程学院二一一年六月摘要汽车驱动桥是汽车的主要部件之一，其基本的功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，再将转矩分配给左右驱动车轮，并使左右驱动车轮具有汽车行驶运动所要求的差速功能:同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或承载车身之间的铅垂力、纵向力，横向力及其力矩。其质量，性能的好坏直接影响整车的安全性，经济性、舒适性、可靠性。本文认真地分析参考了天龙重卡300双驱动桥，在论述汽车驱动桥运行机理的基础上，提练出了在驱动桥设计中应掌握的满足汽车行驶的平顺性和通过性、降噪技术的应用及零件的标准化、部件的通用化、产品的系列化等三大关键技术；阐述了汽车驱动桥的基本原理并进行了系统分析；根据经济、适用、舒适、安全可靠的设计原则和分析比较，确定了重型卡车驱动桥结构形式、布置方法、主减速器、差速器、半轴、桥壳及轮边减速器的结构型式；并对制动器以及主要零部件进行了强度校核，完善了驱动桥的整体设计。通过本课题的研究，开发设计出适用于装置大马力发动机重型货车的双级驱动桥产品，确保设计的重型卡车驱动桥经济、实用、安全、可靠。关键字：贯通轴；驱动桥；主减速器；差速器；轮边减速器ABSTRACTDrive axle is one of the most important parts of automobile. The function is to increase the torque from drive shaft or from transmission directly, and then distribute it to left and right wheels which have the differential ability automobile needed when driving. And the drive axle has to support the vertical force, longitudinal force, horizontal force and their moments between road and frame or body. Its quality and performance will affect the security, economic, comfortably and reliability.This article analyzes and refers to the drive axle of Tianlongtruck and the 300 drive axle of Hyundai seriously. Through the study of this topic, we can design the single driving axle devices that apply to the heavy truck with high-powered engine, and make sure the drive axle we design of heavy truck economic, practical, safe and reliable. On talking about the running principal of driving axle ,the three key techno ledge about vehicle traveling on the ride and through, and noise reduction technology applications and the standardization of parts, components of the universal, Products such as the serialization that we should master to meet, it describes and has a systematic analysis on the basic principles of vehicle drive axle.According to the design principles and analysis and comparison of economy, application, comfortably, safety and reliability , the heavy truck drive axle structure, layout ways, and the final drive assembly, differential assembly, the bridge case and axle structure can be determined; and the strength checking of brake parts, as well as major components improves overall design of the driving axle.Through the study of this topic, we can design the single drive axle devices that apply to the heavy truck with high-powered engine, and make sure the drive axle we design of heavy truck economic, practical, safe and reliable.Keywords: Heavy truck；Drive axle；Final drive；Differential; wheel edges reducerII目录摘要.Abstract.第1章绪论11.1选题的背景11.2目的及意义11.3设计路线和设计内容2第2章总体方案设计.42.1驱动桥设计应满足的基本要求42.2驱动桥结构型式的选择42.3主减速器结构型式的选择52.4半轴的选择52.5本章小结5第3章贯通桥主减速器设计63.1主减速器的结构型式63.1.1主减速器齿轮类型.63.1.2主减速器齿轮的支承方案.83.1.3主减速器减速型式.123.2主减速基本参数选择和计算载荷的确定.133.2.1主减速比确定.133.2.2主减速器齿轮计算载荷确定.153.2.3主减速器齿轮几本参数的选择.173.3主减速器的几何尺寸计算.233.4主减速器齿轮的强度计算.293.5减速器轴承的计算.343.5.1减速器计算转矩的确定.343.5.2齿轮受力形式.353.5.3锥齿轮受力形式.373.6主减速齿轮材料及热处理.423.7主减速器齿轮润滑.433.8本章小结.43第4章差速器设计444.1差速器结构型式的选择.444.2 对称式圆锥行星齿轮差速器原理.464.3对称式圆锥行星齿轮差速器结构.474.4对称式圆锥行星齿轮差速器结构设计.474.4.1差速器基本参数选择.484.4.2差速器锥齿轮几何尺寸计算.514.4.3差速器齿轮强度计算.524.5差速器齿轮材料.534.6本章小结.54第5章半轴及贯通轴设计.555.1 概述.555.2全浮式半轴的设计与计算.585.2.1半轴计算载荷的确定.585.2.2半轴杆部直径的选择.595.2.3半轴强度校核.595.2.4 花键轴的强度计算605.3贯通轴的设计与计算.615.3.1贯通轴计算载荷的确定.615.3.2贯通轴杆部直径的选择.625.3.3贯通轴强度校核.625.4半轴材料与热处理.625.5本章小结.63第6章轮边减速器设计.646.1概述.646.2轮边减速器型式选择.646.3轮边减速器各参数的选择.67 6.4轮边减速器各齿轮强度校核.676.4.1疲劳强度校核.676.4.2齿轮弯曲强度校核.686.5本章小结.69结论.70参考文献.71致谢.72附录.73 第1章绪论1.1 选题的背景2010年中国重卡轮边减速器市场发展迅速，产品产出持续扩张，国家产业政策鼓励重卡轮边减速器产业向高技术产品方向发展，国内企业新增投资项目投资逐渐增多。投资者对重卡轮边减速器行业的关注越来越密切，这使得重卡轮边减速器行业的发展需求增大。为了提高汽车行驶平顺性和通过性，现在汽车的驱动桥也在不断的改进。与独立悬架相配合的断开式驱动桥相对与非独立悬架配合的整体式驱动桥在平顺性和通过性方面都得到改进。对于重型载货汽车来说，要传递的转矩较乘用车和客车，以及轻型商用车都要大得多，以便能够以较低的成本运输较多的货物，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而驱动桥在传动系统中起着举足轻重的作用。随着目前国际上石油价格的上涨，汽车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对乘用车，对于载货汽车，提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝。为了降低油耗，不仅要在发动机的环节上节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。这就必须在发动机的动力输出之后，在从发动机传动轴驱动桥这一动力输送环节中寻找减少能量在传递的过程中的损失。在这一环节中，发动机是动力的输出者，也是整个机器的心脏，而驱动桥则是将动力转化为能量的最终执行者。因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较高的驱动桥便成了有效节油的措施之一。所以设计新型的驱动桥成为新的课题。1.2 目的及意义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44、66、88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88汽车来说，这种非贯通式驱动桥就更难于布置了。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形式。1.3 设计路线和设计内容本课题的设计思路可分为以下几点：首先选择初始方案，东风300属于重型货车，采用后桥驱动附轮边减速器，所以设计的驱动桥结构需要符合重型货车的结构要求；接着选择各部件的结构形式；最后选择各部件的具体参数，设计出各主要尺寸。主减速采用双级减速，主要是因为，贯通式的减速器，如果主减速器做成一级，又不能采取涡轮蜗杆传动，会引起贯通轴与齿轮轴的干涉。轮边减速器一般为双级减速驱动桥中安装在轮毂中间或附近的第二级减速器采用轮边减速器可以使中间主减速器的外形尺寸减小,保证车辆具有足够的离地间隙,由于轮边是最后的一级减速，其前面的半轴差速器及主减速器的从动轮等零件的尺寸都可以减小，由于采用轮边减速器的驱动桥结构相对较复杂成本较高，只有当驱动桥总减速比大于12的工程机械、重型车和对离地间隙有特殊要求的越野车才推荐采用轮边减速器。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。驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种如下： (1)中央单级减速驱动桥。此是驱动桥结构中最为简单的一种，是驱动桥的基本形式，在载重汽车中占主导地位。一般在主传动比小于6的情况下，应尽量采用中央单级减速驱动桥。目前的中央单级减速器趋于采用双曲线螺旋伞齿轮，主动小齿轮采用骑马式支承，有差速锁装置供选用。 (2)中央双级驱动桥。在国内目前的市场上，中央双级驱动桥主要有2种类型：一类如伊顿系列产品，事先就在单级减速器中预留好空间，当要求增大牵引力与速比时，可装入圆柱行星齿轮减速机构，将原中央单级改成中央双级驱动桥，这种改制“三化”（即系列化，通用化，标准化）程度高，桥壳、主减速器等均可通用，锥齿轮直径不变；另一类如洛克威尔系列产品，当要增大牵引力与速比时，需要改制第一级伞齿轮后，再装入第二级圆柱直齿轮或斜齿轮，变成要求的中央双级驱动桥，这时桥壳可通用，主减速器不通用，锥齿轮有2个规格。由于上述中央双级减速桥均是在中央单级桥的速比超出一定数值或牵引总质量较大时，作为系列产品而派生出来的一种型号，它们很难变型为前驱动桥，使用受到一定限制；因此，综合来说，双级减速桥一般均不作为一种基本型驱动桥来发展，而是作为某一特殊考虑而派生出来的驱动桥存在。 (3)中央单级、轮边减速驱动桥。轮边减速驱动桥较为广泛地用于油田、建筑工地、矿山等非公路车与军用车上。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。第2章总体方案的确定随着科技的发展，汽车行业也越来越被重视，重型汽车的工作条件也越来越恶劣。近年来大多数重型汽车都向大功率和大扭矩方向发展，主要采取贯通式两级减速的驱动桥，以满足恶劣的工作环境。2.1驱动桥设计应满足的基本要求驱动桥是汽车传动系统中主要总成之一。驱动桥的设计是否合理直接关系到汽车使用性能的好环。因此，设计中要保证:（1）所选择的主减速比应能满足汽车在给定条件下具有最佳的动力性和燃料经济性；（2）差速器在保证左、右驱动车轮能以汽车运动学所要求的差速滚动外并能将转矩平稳而连续不断（无脉动）地传递给左右驱动车轮；（3）当左、右驱动车轮与地面的附着系数不同时，应能充分地利用汽车的牵引力；（4）能承受和传递路面和车架或车厢间的铅垂力，纵向力和横向力，以及驱动时的反作用力和制动时的制动力矩；（5）驱动桥各零部件在保证其强度、刚度、可靠性及寿命的前提下应力求减小簧下质量，以减小不平路面对驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车的平顺性；（6）轮廓尺寸不大以便于汽车的总体布置并与所要求的驱动桥离地间隙相适应；（7）齿轮与其他传动机件工作平稳、无噪声；（8）驱动桥总成及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；（9）在各种载荷及转速工况下有高的传动效率；（10）结构简单、维修方便，机件工艺性好，制造容易。2.2驱动桥的结构型式选择在贯通式驱动桥的布置中，各桥的驱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（第一、第四桥）的动力，是经分动器并贯通中间桥（分别穿过第二，第三桥）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、制造和维修、都带来方便。2.3主减速的结构型式选择（1）主减速器齿轮类型选择选择双曲面齿轮，目的是降低质心，相同尺寸下承载能力大，传动平稳。在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。（2）主减速器主从动齿轮的支撑形式选择主、从动齿轮的支撑形式，选择骑马式，相对于悬臂式，刚度大，载荷能力强。（4）主减速器的减速型式选择主减速器设置成了两级减速，主要是因为，贯通式的减速器，如果主减速器做成一级，又不能采取涡轮蜗杆传动，会引起贯通轴与齿轮轴的干涉。（5）主减速的调整主减速器的调整是通过轴承预紧，锥齿轮啮合2.4半轴的选择半轴制成实心轴，利用全浮式支撑，目的是为了使半轴只承受转矩，反力和弯矩由桥壳以及差速器壳承受。2.5本章小结本章通过对驱动桥设计要求的分析，确定了总体方案，贯通式双级减速驱动桥，其中，对驱动桥的结构型式和主减速器的结构型式的分析，还有半轴的选择，分别确定各自的型式，做一个总体方案的确定。第3章贯通桥主减速器设计3.1 主减速器的结构型式主减速器的结构型式，主要是根据齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而已。3.1.1 主减速器的齿轮类型主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和涡轮蜗杆等形式。在现代汽车的驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是“格里森”制或“奥利康”制的螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。见图（3.1）(a)螺旋锥齿轮 (b)双曲面齿轮 (c)圆柱齿轮传动 (d)蜗杆传动图3.1 主减速器的几种齿轮类型(a)螺旋锥齿轮其主、从动齿轮轴线相交于一点。交角可以是任意的，但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用90交角的布置。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，因此，螺旋锥齿轮能承受大的负荷。加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另端，使得其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也是很小的。 (b)双曲面齿轮双曲面齿轮如图3.1（b）所示，其主、从动齿轮的轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角（即将一轴线平移，使之与另一轴线相交的交角）也都是采用90。主动轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称为上偏置或下偏置。这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距，如图3.1所示。当偏移距大到一定程度时，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凄的支承。这对于增强支承刚度、保证轮齿正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。双曲面齿轮的偏移距使得其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。因此，双曲面传动齿轮副的法向模数或法向周节虽相等，但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的。这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度。其增大的程度与偏移距的大小有关。另外，由于双曲面传动的主动齿轮的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当量曲率半径为大，从而使齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高至175。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有利于大传动比传动。当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这对于主减速比的传动有其优越性。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大，这时选用螺旋锥齿轮更合理，因为后者具有较大的差速器可利用空间。此外，双曲面齿轮传动还具有沿齿长方向的纵向滑动。这种滑动有利于磨合，促使齿轮副沿整个齿面都能较好的啮合，因为更促使其工作平稳和无噪声。但双曲面齿轮的纵向滑动产生较多的热量，使接触点升高，因而需要专门的双曲面齿轮油来润滑，且传动效率比螺旋锥齿轮略低，达96。其传动效率与偏移距有关，特别是与所传递的负荷大小及传动比有关。负荷大时效率高。两种齿轮都在同样的机床加工，加工成本基本相同。然而双曲面传动的小齿轮较大，所以刀盘顶距较大，因为刀刃寿命较长。由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作得更加平稳、无噪声，强度也高。双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。(c)圆柱齿轮传动一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿车驱动桥，在此不采用。(d)蜗杆传动与锥齿传动相比，蜗杆传动有如下优点：(1)在轮廓尺寸和结构质量较小的情况下，可得到较大的传动比（可大于7）；(2)在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声；(3)便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置；(4)能传递大的载荷，使用寿命长。但是由于蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，传动效率较低。在此不采用。由于本车的主减速器传动比大于5，且采用双曲面齿轮可以增大离地间隙，降低质心，相同尺寸下承载能力大，传动平稳。综上所述各种齿轮类型的优缺点,本文设计的东风300主减速器采用双曲面齿轮。3.1.2 主减速器主从动锥齿轮的支承方案在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。1、主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种：（1）悬臂式如图3.2(a)所示，齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增强支承刚度，应使两轴承支承中心间的距离b齿轮齿面宽中点的悬臂长度a大两倍以上，同时尺寸b应比齿轮节圆直径的70%还大，并使齿轮轴径大于或至小等于悬臂长a。当采用一对圆锥滚子轴承支承时，为了减小悬臂长度a和增大支承间的距离b，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以使b拉长、a缩短，从而增强支承刚度。这样也便于结构布置、轴承预紧度的调整及轴承润滑。应注意，对圆锥滚子轴承来说，由于润滑油只能从圆锥滚子的小端在离心力作用下流向大端，因此在壳体上应有通入两轴承间的进油道及使润滑油返回壳体的回油道。另外，为了拆装方便起见，应使主动锥齿轮后轴承（即紧靠齿轮大端的轴承）的支承轴径大于其前轴承（即位于驱动桥前部的轴承）的支承轴径，或名义尺寸虽同但公差有别。支承刚度也随轴承与轴及轴承与座孔之间的配合进度的增加而增大。（2）骑马式如图3.2(b)所示，齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。骑马式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的1/30以下而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/5 1/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。此外，由于大端一侧的前轴承及后轴承之间的距离很小，可以缩短主动锥齿轮轴的长度，使布置更紧凑，这有利于减小传动轴夹角及整车布置。起码是支承的导向轴承都采用圆柱滚子式的，并且其内外圈可以分离（有时不带内圈），以利于拆装。为了进一步增强刚度，应尽可能地减小齿轮大端一侧的两轴承间的距离，增大支承轴径，适当提高轴承的配合紧度。图3.2 主减速器主动齿轮的支承形式及安置方法（a）悬臂式支承（b）骑马式支承装载质量为2t以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用骑马式支承，因为在传递较大的转矩的情况下悬臂式支撑难以满足支撑刚度的要求。但是骑马式支承增加了导向轴承支座，是主减速器结构复杂，加工成本提高。在本设计中，由于我们设计的重型载重汽车，由工作条件决定的采用骑马式支承。2、主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在轴承之间的分布即载荷离两端轴承支承中心间的距离c和d（见图3.3）之比例而定。为了增强支承刚度，支承间的距离应尽量缩小。然而，为了使从动锥齿轮背面的支承凸缘有足够的位置设置加强筋(一般不应少于6条,切应一直延伸到差速器轴承座近处)及增强支承的稳定性，距离（）应不小于从动锥齿轮节圆直径的70。两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，小端相背朝外。为了使载荷能尽量均匀分布在两个轴承上，并且让出位置来加强从动锥齿轮连接凸缘的刚性，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸。为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。由于从动锥齿轮轴承是装在差速器壳上，尺寸较大，足以保证刚度。球面圆锥滚子轴承（见图3.3（b）具有自动调位的性能，对轴的歪斜的敏感性较小，这一点当主减速器从动齿轮轴承的尺寸大时极为重要。向心推力轴承不需要调整，但仅见于某些小排量轿车的主减速器中（图3.3（c）。只有当采用直齿或人字齿圆柱齿轮时，由于无轴向力，双级主减速器从动齿轮才可以安装在向心球轴承上（见图3.3（d）。图3.3 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法轿车和轻型货车汽车主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配合固定在差速器壳的突缘上（见图3.3（a）（b）。这种方法对增强刚性效果较好，中型和重型汽车主减速从动锥齿轮多采用有辐式结构并有螺栓或铆钉与差速器壳突缘连结（见图3.3（c）。(a) (b) (c)图3.4 主减速器从动锥齿轮的止推装置当从动锥齿轮的径向尺寸较大时，在大的负荷下会产生较大的变形，这是常采用能限制从动锥齿轮因受轴向力而产生便宜的止推装置，对从动锥齿轮的外缘背面加以支承。图3.4（a）（b）（c）分别为不可调整的（由销及青铜止推板组成）、可调整的（由青铜止推块及调整螺栓组成）和滚轮式的止推装置结构图。止推装置的支承面位置应进行计算，其正确位置应使当从动锥齿轮在载荷作用下的偏移量达到容许极限时，即与从动锥齿轮背面接触，以制止从动锥齿轮继续变形。主减速器主、从动锥齿轮在载荷作用下的偏移量容许极限值见图3.5。由该图可知，支撑面与从动锥齿轮背面间的安装间隙应不大于0.25mm。图3.5 在载荷作用下主减速器锥齿轮的容许极限偏移量3、主减速的轴承预紧及齿轮啮合调整支承主减速器齿轮的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。预紧力的大小与安装形式，载荷大小，轴承刚度特性及使用转速有关。主动锥齿轮轴承预紧度的调整，可通过精选两轴承内圈间的套筒长度、调整垫圈厚度、轴承与轴间之间的调整垫片等方法进行。近年来采用波形套筒调整轴承预紧度极为方便。波形套筒安装在两轴承内圈间或轴承与轴肩间。其上有波纹区或其他易产生轴向变形的部分。因该区段的曲线平坦而使轴承预紧度保持在规定范围内。但每拆装一次需在套的一端加装一薄垫片，以使波形套再次在塑性区工作。波形套由冷拨低碳无缝钢管制造。一个新的波形套拆装3、4次就会因塑性太小而报废。主减速器从动锥齿轮轴承的预紧是用轴承外侧的调整螺母、或差速器壳与轴承间的调整垫片、或主减速壳与轴承盖间的调整垫片进行调整。在调整轴承预紧度之后，还应进行主减速器齿轮的啮合调整。因齿面接触区和齿侧间隙的正确调整是保证齿轮正确啮合、运转平稳和延长齿轮寿命的重要条件。为此，在齿轮支承的结构上应保证主、从动齿轮能进行轴向调整。可采用增减主减速器壳与轴承座之间的调整垫片或增减主动锥齿轮与其后轴承间的调整垫片等方法对主动锥齿轮作轴向调整。3.1.3 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、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。减速器的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂已有的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性，经济性等整车性能所要求的主减速比的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置型式等。(1)单级主减速器如图3.6所示为单级主减速器。由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点，广泛用在主减速比7.6的各种中、小型汽车上。单级主减速器都是采用一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，也有采用蜗轮传动的。图3.6单级主减速器图3.7双级主减速器图3.8双速主减速器(2)双级减速如图3.7所示为双级主减速器。由两级齿轮减速器组成，结构复杂、质量加大，制造成本也显著增加，因此仅用于主减速比较大()且采用单级减速不能满足既定的主减速比和离地间隙要求的重型汽车上，本车不采用。(3)双速主减速器如图3.8，用于载荷及道路状况变化大、使用条件非常复杂的重型载货汽车。会加大驱动桥的质量，提高制造成本，并要增设较复杂的操纵装置所以本车不采用。(4)单级（或双级）主减速器附轮边减速器矿山、水利及其他大型工程等所用的重型汽车，工程和军事上用的重型牵引越野汽车及大型公共汽车等，要求有高的动力性，而车速则可相对较低，因此其传动系的低档总传动比都很大。在设计上述重型汽车、大型公共汽车的驱动桥时，为了使变速器、分动器、传动轴等总成不致因承受过大转矩而使它们的尺寸及质量过大，应将传动系的传动比以尽可能大的比率分配给驱动桥。这就导致了一些重型汽车、大型公共汽车的驱动桥的主减速比往往要求很大。当其值大于12时，则需采用单级(或双级)主减速器附加轮边减速器的结构型式，将驱动桥的一部分减速比分配给安装在轮毂中间或近旁的轮边减速器。这样以来，不仅使驱动桥中间部分主减速器的轮廓尺寸减小，加大了离地间隙，并可得到大的驱动桥减速比(其值往往在1626左右)，而且半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件的尺寸也可减小。但轮边减速器在一个桥上就需要两套，使驱动桥的结构复杂，成本提高，因为只有当驱动桥的减速比大于12时，才推荐采用。如图3.9所示为贯通式双级主减速器。图3.9 贯通式双级主减速器综合考虑整车成本和驱动桥的研发与制造成本及输入参数主减速比的实际情况，选择双级贯通式主减速器附轮边减速器。因为贯通式的减速器，如果主减速器做成一级，又不能采取涡轮蜗杆传动，会引起贯通轴与齿轮轴的干涉。3.2 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定3.2.1 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。的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比一起由整车动力计算来确定。可利用在不同下的功率平衡图来研究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及其转速的情况下，所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。这时值应按下式来确定： (3.1)式中: 车轮的滚动半径，东风300轮胎为11.00R20，经计算，车论的滚动半径为0.512m；9R20,半径为0.484m变速器量高档传动比。=1对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，一般选择比上式求得的大1025，即按下式选择： (3.2)式中:车辆的滚动半径，m；0.512m分动器或加力器的高档传动比；1 变速器最高档传动比；1轮边减速器的传动比。1.21根据所选定的主减速比值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。把=3000r/n , =95km/h , =0.512m, =1代入计算出=（5.036.30）根据表2.1选择汽车驱动桥离地间隙根据表3.1汽车驱动桥最小离地间隙为300mm。表3.1 汽车驱动桥离地间隙车型离地间隙/mm轿车微型120190小型中级120230高级130160载货汽车微型、轻型190220中型210275重型、超重型230345越野汽车微型、轻型220280中型、重型280400客车小型180220中型、大型2102903.2.2 主减速器齿轮计算载荷的确定通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下用于主减速器从动齿轮上的转矩（，）的较小者，作为载货汽车和越野汽车在强度计算中用以盐酸主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。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从动锥齿轮计算转矩 (3.3)式中: 计算转矩，；发动机最大转矩；=1500；计算驱动桥数，2；由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；=12.11 上述传动部分的效率，取=0.9；超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各类汽车取=1；代入式，有：当计算主减速器主动齿轮时，应将式除以该对齿轮的减速比及传动效率，即主动锥齿轮计算转矩，T=7742.512、按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩： (3.4)式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，后桥所承载130009.8N=127400N的负荷；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；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；车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为GB516-82 9.020，则车论的滚动半径为0.512m；，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，例如轮边减速器，取0.9；所以58671.41 以上计算的转矩是最大转矩而不是正常持续转矩，不能作为疲劳损坏的依据。汽车的类型很多，行驶工况又非常复杂，轿车一般在高速轻载条件下工作，而矿用汽车和越野汽车则常在高负荷低车速条件下工作，没有简单的公式可算出汽车的正常持续使用转矩。但对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均比牵引力的值来确定的。3、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定： (3.5)式中：汽车满载时的总重量，250009.8=245000N；所牵引的挂车满载时总重量，400009.8N=392000N，但仅用于牵引车的计算；道路滚动阻力系数，计算时轿车取0.0100.025；载货汽车可取0.0150.020；越野汽车取0.0200.035；在此取0.016汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车和公共汽车可取0.050.09在此取0.07；汽车的性能系数；,当时，取；，在此取0；主减速器主动齿轮到车轮之间的效率，取0.9；主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比；驱动桥数。在此取为2；所以： =12473.71 3.2.3 主减速器齿轮基本参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数和、从动锥齿轮大端分度圆直径、端面模数、主从动锥齿轮齿面宽和、中点螺旋角、法向压力角等。1、齿数的选择选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：（1）为了磨合均匀，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轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40。（3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于卡车一般不小于6。（4）主传动比较大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。（5）对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。对于双曲面齿轮贯通式主减速器来说，通常主动齿轮的最小齿数为8.根据以上要求，这里取=9， =37，能够满足条件：+。2、节圆直径的选择可根据从动锥齿轮的计算转矩（，并取两者中较小的一个为计算依据），按经验公式选出。可根据经验公式初选，即 (3.6)式中：直径系数，一般取13.015.3；从动锥齿轮的计算转矩，为和中的较小者。所以 =（13.015.3）=14.0=280mm。初选=280mm。3、齿轮端面模数的选择初选D后，按 (3.7)参考机械设计手册选取 8，则=296根据来校核=8选取的是否合适，其中=（0.30.4）此处，=0.35=8.21，因此满足校核条件。4、齿面宽的选择双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽F(mm)推荐为： =0.155296mm=46 (3.8)主动齿轮齿面宽一般为，取mm。5、双曲面齿轮的偏移距轿车，轻型客车和轻型载货汽车主减速器的值，不应超过从动齿轮的节锥距的40（接近于从动齿轮节圆直径的20）；而载货汽车，越野汽车和公共汽车等重负荷传动，则不应超过从动齿轮节锥距的的20（或取值为的1012，且一般不超过12）。传动比越大则也应越大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距可达从动齿轮节圆直径的2030。但当大于的20%时，应检查是否存在根切。. =（1012）=29.635.52mm。综上所述，初步取为32.72mm。图3.10 双曲面齿轮的偏移距和偏移方向(a) (b)主动齿轮左旋，从动齿轮右旋下偏移(c) (d)主动齿轮右旋，从动齿轮左旋上偏移6、双曲面齿轮的偏移方向它是这样规定的，如图3.10所示，由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮处于右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮中心线上方时，则为上偏移，在下方时则为下偏移。双曲面齿轮的偏移方向与其齿轮的螺旋方向间有一定的关系：下偏移时主动齿轮的螺旋方向为左旋，从动齿轮为右旋；上偏移是主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋。7、双曲面齿轮的螺旋方向分为“左旋”与“右旋”两种。如图3.11所示，对着齿面看去，如果齿轮的弯曲方向从其小端至大端为顺时针走向时，则称为右旋齿，反时针时则称为左旋齿。主从动齿轮的螺旋方向是不同的。螺旋锥齿轮与双曲面齿轮在传动时所产生的轴向力，其方向决定于齿轮的螺旋方向和旋转方向。判断齿轮的旋转方向是顺时针还是逆时针时，要向齿轮的背面看去。而判断轴向力的方向时，可以用手势法则，左旋齿轮的轴向力的方向用左手法则判断；右旋齿轮的轴向力的方向用右手法则判断。判断时伸直拇指大的指向为轴向力的方向，而其他手指握起来后的旋向就是齿轮旋转的方向。图3.11 双曲面齿轮的螺旋方向及轴向推力8、螺旋角的选择螺旋角是在节锥表面的展开图上定义的。如图3.12所示，节锥齿线（节锥表面与齿廓表面的交线）上任一点C处的螺旋角，是该点处的切线T和节锥定点与该点的连线OL之间的夹角。螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋角沿节锥齿线是变化的，齿面宽中点处的螺旋角称为齿轮的重点螺旋角或名义螺旋角。图3.12 螺旋角（在节锥表面的展开图上）双曲面齿轮传动由于有了偏移距而使主从动齿轮的名义螺旋角不等，且主动齿轮的大，而从动齿轮小。选择齿轮的螺旋角时，应考虑到它对齿面（或纵向）重叠系数（如图3.13所示）、轮齿强度和轴向力的大小有影响。螺旋角应足够大以使1.25。因此愈大则传动就愈平稳噪声就越低。螺旋角过大时会引起轴向力也过大，因此应有一个适当的范围。图3.13 齿面重叠系数（当时）“格里森”制推荐用下式，近似的预选主动齿轮螺旋角的名义值： (3.9)式中：主动锥齿轮名义（中点）螺旋角的预选值主、从动齿轮齿数从动齿轮的节圆直径，mm 双曲面齿轮的偏移距，mm代入，=44.26预选后尚需要用刀号来加以校正。首先要求出近似刀号： (3.10)式中：主、从动齿轮的齿根角，以“分”表示。 (3.11) (3.12)式中：齿根高，=4.496mm, mm =11.616mm求出按近似刀号选取与其最接近的标准刀号（计有：0.5,1.5,2.5，3.5，20.5），然后按选定的标准代号反算螺旋角：算出看图3.13选择，=45，最后选用的与之差不得超过5。符合要求。9、齿轮法向压力角的选择对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽车选用2230的平均压力角，轿车选用19的平均压力角，当8时，其平均压力角均选用2115。10、铣刀盘名义直径的选择刀盘的名义直径是指通过被切齿轮齿间重点的假想同心圆的直径。为了减少刀盘规格，刀盘名义直径已标准化，并规定每一种名义直径的刀盘可加工一定尺寸范围的“格里森”制螺旋锥齿轮与双曲面齿轮。可用下式来初步估算刀盘的名义直径： (3.13)式中：系数，为使为标准值，可在0.91.1范围内选取分别从动齿轮的节锥距和中点锥距，mm 从动齿轮螺旋角代入 mm按上式初步估算值选出其最接近的刀盘名义半径的标准值，或按从动齿轮节圆直径直接选取刀盘名义直径。选出刀盘半径为152.400mm。11、双级主减速器圆柱齿轮副中心距A(mm)及齿宽b可按以下两式分别预选： (3.14) (3.15)式中：该圆柱齿轮副主动齿轮的计算转矩，Nm。代入，取A为199mm。取b为45mm。3.3主减速器的几何尺寸计算表3.5给出了圆弧双曲面齿轮的几何尺寸计算，这里提出来三种轮齿形状，即双重收缩齿、标准收缩齿和倾根锥母线收缩齿（如图3.14）。标准收缩齿和双重收缩齿各有其优缺点，采用哪种收缩齿应按具体情况而定。双重收缩齿的优点在于能提高小齿轮粗切工序的效率。双重收缩齿的轮齿参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把使用上最大的刀顶距的粗切刀，切出沿齿面宽方向正确的齿厚收缩来。当大齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的，不是这种情况而要采用双重收缩齿，齿高的急剧收缩将使小端的齿轮又短又粗。标准收缩齿在齿高方向的收缩好，但可能使齿厚收缩过多，结果造成小齿轮粗切刀的刀顶距太小。这种情况可用倾锥根母线收缩齿的方法或仔细选用刀盘半径加以改善，即当双重收缩齿会使齿高方向收缩过多，而标准收缩齿会使齿厚收缩过多时，可采用倾锥根母线收缩齿作为两者之间的折中。（a）标准收缩齿和（b）双重收缩齿图3.14双曲面齿轮轮齿形状表3.3 当58时，为1.01.4mm；m8时，为1.21.6mm。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）后均予与厚度0.0050.010mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面镀层不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能替代润滑。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。3.7 主减速器的润滑主减速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，因为其润滑不能靠润滑油的飞溅来实现。为此，通常是在从动齿轮的前端靠近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过近油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的下端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环。这样不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被损坏。3.8 本章小结本章认真分析了各种主减速器的型式，根据要求分析选定双级主减速器，并根据参数确定了主减速器计算载荷、选择了合适的主减速比，确定齿轮型式，并根据有关的机械设计、机械制造的标准对齿轮参数进行合理的选择，最后对双曲面齿轮的相关几何尺寸参数进行详细就算，并且对主动、从动齿轮进行强度校核。还有对轴承的计算和强度校核。最后对主减速器齿轮的材料及热处理，主减速器的润滑给以说明。第4章贯通桥差速器设计根据汽车型式运动学的要求和实际的车轮、道路以及它们之间的相互关系标明：汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，从而满足了汽车行驶运动学要求。同样的情况也发生在多桥驱动中，前、后驱动桥之间，中、后驱动桥之间等会因车轮滚动半径不同而导致驱动桥间的功率循环，从而使传动系的载荷增大，损伤其零件，增加轮胎的磨损和燃料的消耗等，因此一些多桥驱动的汽车上也装了轴间差速器。4.1差速器结构形式的选择差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足改型汽车在给定使用条件下的使用性能要求。大多数汽车都属于公路运输车里，对于在公路上和市区型式的汽车来说，由于路面较好，各驱动车里与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，作为安装在左、右驱动轮间的所谓轮间差速器使用；对于经常型式在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，则可采用防滑差速器。后者又分为强制锁止式和自锁式两类。自锁式差速器又有多种结构型式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。差速器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。差速器主要有以下几种形式。（1）对称式圆锥行星齿轮差速器图4.1 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器图4.1所示，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个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构)，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。由于整速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速界从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器壳的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮导向轴承支座的限制。（2）强制锁止式防滑差速器如图4.2所示，强制锁止式防滑差速器就是在普通的圆锥齿轮差速器上加装差速锁，必要时将差速器锁住。此时左、右驱动车轮可以传递由附着力决定的全部转矩。当汽车驶入较好的路面时，差速器的锁止机构应即时松开，否则将产生与无差速器时一样的问题，例如使转弯困难、轮胎加速磨损、使传动系零件过载和消耗过多的功率等。（3）自锁式差速器为了充分利用汽车的牵引力，保证转矩在驱动车轮间的不等分配以提高抗滑能力，并避免上述强制锁止式差速器的缺点，创造了各种类型的自锁式差速器。用以评价自锁式差速器性能的主要参数，是它的锁紧系数。为了提高汽车的通过性，似乎是锁紧系数愈大愈好，但是过大的锁紧系数如前所述，不但对汽车转向操纵的轻便灵活性、行驶的稳定性、传动系的载荷、轮胎磨损和燃料消耗等，有不同程度的不良影响，而且无助于进一步提高驱动车轮抗滑能力。因此设计高通过性汽车差速器时，应正确选择锁紧系数值。本设计所选用的是普通对称式圆锥行星齿轮差速器。图4.2 强制锁止式防滑差速器4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图4.3 差速器差速原理汽车差速器的架构型式有很多，用得最广泛的是对称式圆锥行星齿轮差速器，其工作原理如图4.3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；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为和。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。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，处在同一半径上的三点的圆周速度都相等（图4.3），其值为。于是=，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以角速度自转时，啮合点的圆周速度为，啮合点B的圆周速度为。于是，即若角速度以每分钟转数表示，则上式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。由式还可以得知：（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。4.3 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4.4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。4.4 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。图4.4 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器1-轴承；2-左外壳；3-垫片；4-半轴齿轮；5-垫圈；6-行星齿轮； 7-从动齿轮；8-右外壳；9-十字轴；10-螺栓4.4.1差速器齿轮的基本参数的选择1、行星齿轮数目的选择轿车常用2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车多用4个行星齿轮，少数汽车采用3个行星齿轮。本设计采用4个行星齿轮。2、行星齿轮球面半径RB(mm)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半径RB,即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。球面半径根据经验公式来确定： (4.1)式中：行星齿轮球面半径系数，=2.522.99（有四个行星齿轮的轿车和公公路用货车取小值；有2个行星齿轮的轿车，以及越野汽车、矿用汽车取大值）；主减速器从动轮所传递的扭矩。8174.25N/mm；=（2.52-2.99）取mm。确定后，即可根据下式预选其节锥距： (4.1)预选其节锥距=53.15mm3、行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了得到较大的模数，以使齿轮有较高的强度，行星齿轮的齿数应尽量少，但一般不少于10。半轴齿轮齿数取1425；半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.52范围内。在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数、之和，必须能被行星齿轮的数目n所整除，否则将不能安装。即应满足整数 (4.3)根据这些要求初定半轴齿轮齿数为20；差速器行星轮个数为4，齿数为12。4、行星齿轮节锥角、模数和节圆直径的初步确定行星齿轮和半轴齿轮的节锥角、计算如下： (4.4) (4.5)式中：，分别为行星齿轮和半轴齿轮齿数。再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数： (4.6)取5mm节直径 mm (4.7)mm (4.8)5、压力角过去汽车差速器齿轮都选用压力角，这时齿高系数为1，而最少齿数为13。目前汽车差速器齿轮大都选用的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减少至10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下还可由切向修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为20的少，故可用较大的模数以提高齿轮的强度。某些重型汽车也可选用25压力角。所以初定压力角为6、行星齿轮安装孔直径及其深度的确定行星齿轮安装孔与行星齿轮轴名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度。通常取， (4.9) (4.10)式中：差速器传递的转矩，N.m；行星齿轮数；如图4.5所示，为行星齿轮支撑面中点到锥顶的距离（，为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而），mm；支撑面的许用挤压应力，取为69MPa。图4.5 差速器行星齿轮安装孔直径及其深度L 代入 mm4.4.2 差速器齿轮的几何尺寸计算表4.1 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算表（长度单位mm）序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数10，应尽量取最小值=122半轴齿轮齿数=1425，且需满足式（4.1）=203模数=54齿面宽F=(0.250.30)A;F10m185工作齿高=86全齿高8.9917压力角22.308轴交角909节圆直径；；10节锥角，=30.9611节锥距5712周节13齿顶高=5.21=2.7914齿根高=1.788-;=1.788-=3.73=6.1515径向间隙=-=0.188+0.051=0.99116齿根角=3.74; =6.1517面锥角；=37.11=62.718根锥角；=27.22=52.8919外圆直径；20节圆顶点至齿轮外缘距离21理论弧齿厚 =8.6 =7.11 22齿侧间隙=0.1270.178 mm=0.0.154.4.3 差速器齿轮的强度计算差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，而对于疲劳寿命则不予考虑，这是由于行星齿轮在差速器的工作中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左、右驱动车轮有转速差时行星齿轮和半轴齿轮之间才有相对的滚动的缘故。差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核。轮齿弯曲强度为 (4.11)式中：差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算差速器的行星齿轮数；半轴齿轮齿数；、见上面说明；计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数。如图3.3取=17图3.3 弯曲计算用综合系数按计算转矩较小者进行计算时，弯曲应力应不大于980MPa。所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。4.5 差速器齿轮的材料差速器齿轮和主减速器齿轮一样，基本上都是用渗碳合金钢制造，目前用于制造差速器锥齿轮的材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等，本设计采用20CrMnTi，由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。4.6 本章小结本章首先介绍了差速器结构作用及工作原理，对普通对称式圆锥行星齿轮差速器的基本参数进行了设计计算，根据机械设计、机械制造的标准值对差速器齿轮的几何尺寸进行详细计算，并且对强度进行了校核，最终确定了所设计差速器的各个参数，并满足了强度校核。第5章半轴及贯通轴的设计5.1 半轴的型式驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器的半轴齿轮传给驱动车轮。在一般的非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，半轴将差速器的半轴齿轮与车轮的轮毂联接起来。在装有轮边减速器的驱动桥上，半轴将半轴与轮边减速器的主动齿轮连接起来。半轴的形式主要取决半轴的支承形式：普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端支承的形式或受力状况不同可分为半浮式，3/4浮式和全浮式，如图5.1所示。(a) (b)(c)图5.1 半轴型式及受力简图(a) 半浮式 (b)3/4浮式 (c)全浮式1、半浮式半轴半浮式半轴以靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而端部则以具有锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定，或以凸缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接。因此，半浮式半轴除传递转矩外，还要承受车轮传来的垂向力、纵向力（驱动力或制动力）及侧向力所引起的弯矩。由此可见，半浮式半轴承受的载荷复杂，但它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。用于质量较小、使用条件较好、承载负荷也不大的轿车和轻型载货汽车。当半轴外端安装在一堆圆锥滚子轴承上时，可以承受正反两个方向作用的轴向载荷；当半轴外端支承在一个圆锥滚子轴承上时，向外作用的轴向力由轴承承受，而向内作用的轴向力则有两半轴之间的滑块传给另一半轴的外端轴承。也有装用可以承受双向作用轴向力的向心推力球轴承的结构，但这种轴承使用寿命较短。2、3/4浮式半轴如图5.2所示，3/4浮式半轴的结构特点是半轴外端仅有一个轴承并装载驱动桥壳半轴套管的端部，直接支撑着车轮轮毂，而半轴则以其端部与轮毂相固定。由于一个轴图5.2 3/4浮式半轴的结构与安装承的支承刚度较差，因此这种半轴除承受全部转矩外，、力所形成的弯矩得由半轴及半轴套管共同承受，即3/4浮式半轴还得承受部分弯矩，后者的比例大小依轴承的结构型式及其支承刚度、半轴的刚度等因素决定。侧向力引起的弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命。可用于轿车和轻型载货汽车，但为得到推广。 3、全浮式半轴如图5.3所示，全浮式半轴的外端与轮毂相连，而轮毂又由一堆轴承支撑于桥壳的半轴套管上。多采用一堆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。由于车轮所承受的垂向力、纵向力和侧向力以及由它们引起的弯矩都经过轮毂、轮毂轴承传给桥壳，故全浮式半轴在理论上只承受转矩而不承受弯矩。但在实际工作中由于加工和装配精度的影响及桥壳与轴承支承刚度不足等原因，仍可能使全浮式半轴在实际使用条件下承受一定的弯矩，弯曲应力约为570MPa。具有全浮式半轴的驱动桥的外端结构复杂，需采用形状复杂且质量及尺寸都较大的轮毂，制造成本较高，故轿车和其他小型汽车不采用这种结构。但由于其工作可靠，故广泛用于轻型以上的各类汽车上。图5.3 全浮式半轴的结构型式与安装设计半轴的主要尺寸是其直径，在设计时首先可根据对使用条件和载荷工况相同或相近的同类汽车同形式半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径，然后对它进行强度校核。5.2 全浮式半轴的设计与计算半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时应合理的确定其计算载荷。半轴的计算应考虑到以下三种可能的载荷工况：（1）纵向力（驱动力或制动力）最大时（），附着系数取0.8，没有侧向力作用；（2）侧向力最大时，其最大值发生于侧滑时，为，侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数在计算中取1.0，没有纵向力作用；（3）垂向力最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为使动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力的作用。由于车轮承受的纵向力、侧向力值得大小受车轮与地面最大附着力的限制，即有 (5.1)故纵向力最大时不会有侧向力作用，而侧向力最大时也不会有纵向力作用。5.2.1半轴的计算载荷的确定全浮式半轴只承受转矩，只计算在上述第一种工况下转矩，如图5.3为全浮半轴支撑示意图。其计算可按求得，其中，的计算，可根据最大附着力和发动机最大转矩计算，并取两者中的较小者。若按最大附着力计算，即 (5.2)式中：轮胎与地面的附着系数取0.8；汽车加速或减速时的质量转移系数，可取1.21.4在此取1.3。根据上式=66248 N若按发动机最大转矩计算，即 (5.3)式中：差速器的转矩分配系数，对于普通圆锥行星齿轮差速器取0.6；发动机最大转矩，1500Nm；汽车传动效率，计算时可取0.9；传动系最低挡传动比12.11 轮胎的滚动半径，0.512m。根据上式19158.40 N应按发动机最大转矩计算则：=19158.40Nm5.2.2半轴杆部直径的选择设计时，全浮式半轴杆部直径的初步选择可按下式进行： (5.4)式中：d半轴杆部直径mm； T半轴的计算转矩，19158.40；半轴转矩许用应力，MPa。半轴计算时的许用应力与所选用的材料、加工方法、热处理工艺及汽车的使用条件有关。当采用40Cr，40MnB,40CrMnMo,40MnVB，40号及45号钢等作为全浮式半轴的材料时，其扭转屈服极限可达到784MPa左右。在保证安全系数在1.31.6之间，可取=490588MPa。代入，取d=51mm。5.2.3半轴强度校核半轴的扭转应力可由下式计算： (5.5)式中：半轴扭转应力，MPa； T半轴的计算转矩19158.40 Nm ； d半轴杆部直径51mm；半轴的扭转许用应力，取784MPa。=735.93所以强度满足要求。半轴的最大扭转角为 (5.6)式中：T半轴承受的最大转矩，19158.40；半轴长度265mm； G材料的剪切弹性模量8.410N/mm； J半轴横截面的极惯性矩，=663835.35mm。代入半轴单位长度的最大扭转角不应大于。扭转角满足要求。5.2.4花键轴的强度校核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，本次设计时考虑到此处花键部分与杆部之间的倒角为13mm。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。本次设计采用带有凸缘的全浮式半轴，采用渐开线花键。半轴花键的剪切应力为 (5.7)半轴花键的挤压应力为： (5.8)式中：半轴承受的最大转矩19158.40；半轴花键外径，55mm；相配的花键孔内径，45mm；花键齿数18；花键的工作长度85mm；花键齿宽，mm，=4.71mm；载荷分布的不均匀系数，计算时取为0.75。根据据上式计算：当传递最大转矩时，半轴花键的剪切应力不超过71.05Mpa，挤压应力不超过196Mpa，所以校核成功。5.3 贯通轴的设计与计算5.3.1贯通轴的计算载荷的确定若按发动机最大转矩计算，即 (5.9)式中：差速器的转矩分配系数，对于普通圆锥行星齿轮差速器取0.6；发动机最大转矩，1500Nm；汽车传动效率，计算时可取0.9；轴传动效率，取0.9传动系最低挡传动比12.11 轮胎的滚动半径，0.512m。代入，5.3.2贯通轴杆部直径的选择设计时，全浮式半轴杆部直径的初步选择可按下式进行： (5.10)式中：d贯通轴杆部直径mm； T贯通轴的计算转矩，10345.54；半轴转矩许用应力，MPa。贯通轴计算时的许用应力与所选用的材料、加工方法、热处理工艺及汽车的使用条件有关。当采用40Cr，40MnB,40CrMnMo,40MnVB，40号及45号钢等作为全浮式半轴的材料时，其扭转屈服极限可达到784MPa左右。在保证安全系数在1.31.6之间，可取=490588MPa。代入，d=44.6747.50,取d=45mm。5.3.3贯通轴强度校核半轴的扭转应力可由下式计算： (5.11)式中：贯通轴扭转应力，MPa； T贯通轴的计算转矩10345.54 Nm ； d贯通轴杆部直径45mm；贯通轴的扭转许用应力，取784MPa。=578.5MPa所以强度满足要求。5.4轴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。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HB388444(突缘部分可降至HB248)。近年来采用高频、中频感应淬火的口益增多。这种处理方法使半轴表面淬硬达HRC5263，硬化层深约为其半径的13，心部硬度可定为HRC3035；不淬火区(突缘等)的硬度可定在HB248277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。5.5 本章小结首先本章对半轴和贯通轴的功用进行了说明，并且在纵向力最大时确定了半轴和贯通轴的计算载荷。对半轴和贯通轴进行了具体的设计计算，确定了各部分尺寸，并进行了校核。最后对材料和热处理做了加以说明。第6章轮边减速器设计6.1 概述在重型货车、矿用汽车、越野车或大型客车上，当要求有较大的主传动比和比较大的离地间隙，往往将双级主减速器中的第二级减速齿轮机构制成同样的2套，分别安装在两侧驱动车轮的近旁，称为轮边减速器。目前，国内外重型汽车的驱动桥广泛采用行星齿轮传动。轮边减速器是矿用汽车传动系中最后一级减速增扭装置，行星减速器与普通圆柱齿轮减速器相比，具有重量轻、体积小和传动比大的优点。轮边减速器设置在车轮的轮毂内，使得整个驱动桥结构更加紧凑，同时降低主减速器、半轴、差速器的负荷，减小传动部件的结构尺寸，保证后桥具有足够的离地间隙，提高了车辆的通过性能以及降低整车装备质量。在重型汽车设计中，前期的整车布局和轴荷计算阶段已经确定汽车所采用的轮胎型号，因此相应的轮辋直径也随之确定。所以重型汽车轮边减速器的设计任务就是在有限空间条件约束下，尽量减小各部件体积、提高传递力矩能力。1、轮边减速器桥优缺点：（1）轮边减速器桥与单减速器桥相比，轮边减速器桥要比单减速器桥的主减速器小，轮边减速器桥的离地间隙更大，所以其通过性更强。适合复杂路面。（2）轮边减速器最大功用就是降速增扭，所以其扭矩大，驱动力强。适合爬坡。（3）首先轮边减速器的结构复杂，传导件较多，这使得传动率下降，能量损失加大。复杂的结构让维修保养也更加麻烦。（4）轮边减速器在装配的过程中要求严格，如果各部分零部件的配合尺寸出现较大偏差，易导致轮边减速器的可靠性下降，同时由于国产制动鼓的材料及成本问题，国产车中轮边减速器散热效果还是不很理想。2、轮边减速器设计的主要任务是：（1）从技术先进性、生产合理性和使用要求出发，正确地选择性能指标、重量和主要尺寸，提出整体设想为各零部件设计提供整体参数和设计要求。（2）对内部零件进行合理的布置并对其进行强度、刚度、寿命等校核，使其达到结构紧凑、重量轻、安全可靠性好、造型美观、维修方便、运动协调。6.2 轮边减速器型式选择轮边减速器的按齿轮及其布置形式，有行星齿轮式和普通圆柱齿轮式2种类型。它们又有各自不同的布置方案。单排圆柱行星齿轮式轮边减速器如图6.1所示有三种结构方案。根据在该行星机构中何为主动件、何为从动件和固定件，按下式可求出这三种结构方案的轮边减速器的减速比分别为：图6.1单排圆柱行星齿轮式轮边减速器的结构方案简图1太阳轮；2齿圈；3行星齿轮架；4行星齿轮；5半轴；6桥壳；7驱动车轮(a) 当太阳轮为主动件，齿圈为从动件而行星齿轮架固定时 (6.1) (b) 当太阳轮为主动件，行星齿轮架为从动件，而齿圈固定时 (6.2) (c) 当齿圈为主动件，行星齿轮架为从动件，而太阳轮固定时 (6.3)式中: 太阳轮、齿圈和行星齿轮架的转速；太阳轮，齿圈的齿数。N行星齿轮数目。在设计单排圆柱行星齿轮机构时，还必须注意齿轮的安装问题。首先要考虑行星齿轮机构中各齿轮节圆直径之间的关系 (6.4)即 (6.5)式中、行星轮齿的齿数。上式是单排圆柱行星齿轮机构的安装条件，也是齿轮选择的第1个条件。表明，齿圈与太阳轮的齿数差应为行星齿轮齿数的2倍。齿圈和太阳轮的齿数应该同为奇数或同为偶数。同时为使行星齿轮能够均匀地分布在通过行星齿轮轴中心线的圆周上，还要有齿数选择的第2个条件，即：整数普通圆柱齿轮式由一对圆柱齿轮所构成。它又有主动齿轮置于从动齿轮的垂直上方、主动齿轮置于从动齿轮的垂直下方和主、从动齿轮具有其他相对位置等布置方案。为了提高离地间隙可采用上述第一种方案布置；为了降低车厢地板高度可采用上述第二种布置方案。综上所述，本设计选用单排圆柱行星齿轮式轮边减速器，选择当太阳轮为主动件，行星齿轮架为从动件，而齿圈固定时的布置方案。图6.2太阳轮为主动件、行星架为从动件、齿圈固定的轮边减速器的结构图1太阳轮，2行星轮，3行星架，4内齿圈图6.3 单排行星齿轮机构6.3 轮边减速器各参数的选择图6.3为方案(b)的行星齿轮机构。由于，行星齿轮数目为3，所以根据上面数据确定设计参数变量及其约束条件整数5m10根据上述条件得出最佳齿轮参数为：各齿轮模数m=8，太阳轮齿数为14，行星轮齿数为19，齿圈齿数为52。6.4轮边减速器各齿轮强度校核在实际工程中，齿轮失效的情况繁多，但是主要还是疲劳强度和弯曲强度2个方面。所以着重从这2个方面进行了强度校核。6.4.1 疲劳强度校核计算接触应力 (6.6)式中: 材料的弹性系数146节点

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