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机械毕业设计全套
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CL02-077@驱动桥及轮边减速器设计,机械毕业设计全套
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哈尔滨工业大学华德应用技术学院 毕业设计（论文） 题 目 驱动桥及轮边减速器设计 专 业 汽车运用工程 学 号 1079312302 学 生 孙永良 指 导 教 师 于连志 答 辩 日 期 2010 年 12 月 29 日 哈工大华德学院 nts 哈工 大华德学院毕业设计（论文）评语 姓名： 孙永良 学号： 1079312302 专业： 汽车运用工程 毕业设计（论文）题目： 驱动桥及轮边减速器设计 工作起止日期 2010 年 10 月 11 日起 2010 年 12 月 29 日止 指导教师对毕业设计（论文）进行情况，完成质量及评分意见： _ 指导教师签字： 指导教师职称： 评阅人评阅意见： _ _ _ _ 评阅教师签字： _ 评阅教师职称： _ nts 答辩委员会评语： _ 根据毕业设计（论文）的材料和学生的答辩情况，答辩委员会作出如下评定： 学生 毕业设计（论文）答辩成 绩评定为： 对毕业设计（论文）的特殊评语： _ 答辩委员会主任（签字）： 职称： _ 答辩委员会副主任（签字）： 答辩委员会委员（签字）： _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 年 月 日 nts 哈工大 华德学院 毕业设计（论文）任务书 姓 名： 孙永良 院 （系）： 哈工大华德学院 专 业： 汽车运用工程 班 号： 0793123 任务起至日期： 2010 年 10 月 11 日至 2010 年 12 月 29 日 毕业设计（论文）题目： 驱 动桥及轮边减速器设计 立题的目的和意义： 1）通过对重型卡 车底盘 设计和研究，可以加深对汽车设计理论，汽车技术发展方向和汽车构造的理解；提高自己 的总体素质，为进入社会后的工作奠定坚实的基础。 2）在进行产品设计时，需要参考原型车辆测绘、转配、设计、验证，通过这个过程，可以 了解研发流程，在进入工作岗位后很快适应研发工作。 3）在进行性能研究时，需要掌握更深层 的理论知识 ， 进一步提高设计水平。 技术要求与主要内容： 1）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。2）外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙，以满足通过性要求。 3）齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。 4）在各种转速和载荷下具有高的传动效率。 5）具有足够的强度和 刚度 ，以承受和传递作用与路面和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，以减少不平路面的冲击载荷，提高汽车行驶平顺性。 6）结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修、调整方便。 nts 进度安排： 第 1-2 周（ 10 月 13 日 -10 月 22 日）：收集资料，完成开题报告，完成总体设计方案并及时写好毕业 设计日志； 10 月 22 日开题检查 第 3-7 周（ 10 月 23 日 -11 月 26 日）： 1、完成整体设计，材料的选择和相关计算，完成所有草图的绘制； 2、 11 月 19 日指导教师进行中期检查； 3、 11 月 26 日全系中期检查并及时写好毕业设计日志。 第 8-9 周（ 11 月 27 日 -12 月 10 日）： 1、完成所有正式图纸的绘制和论文草稿；2、 12 月 10 日结题检查。 第 10-11 周（ 12 月 11 日 -12 月 16 日）： 1、对毕业设计论文的内容、格式、英、汉文摘要、毕业论文等内容进行修改， 2、完成正式论文的装订； 3、 12 月 16 日上交所有毕业设计相关材 料。 第 12 周（ 12 月 17 日 -12 月 28 日）： 1、准备毕业设计答辩。 2、 12 月 28 日答辩 同组设计者及分工： 指导教师签字 _ 年 月 日 系（ 教研室 ） 主任意见： 系（ 教研室 ） 主任签字 _ 年 月 日 nts -I- 摘 要 汽车后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、主减速器总成、差速器总成、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。 关键词 ： 驱动桥 主减速器 差速器 轮边减速器 nts -II- 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, comfortability 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 viecle drive axle. According to the design principles and analysis and comparison of economy, application, comfortability, 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 nts -III- 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 nts -IV- 目 录 摘 要 I Abstract II 第 1 章 绪论 1 第 2 章 贯通桥主减速器设计 2 2.1 主 减 速 器 的 结 构 形式 2 2.1.1 主减速器的齿轮类型 2 2.1.2 主减速器的减速形式 3 2.1.3 主 减 速 器 主 从 动 锥 齿 轮 的 支 承 方案 4 2.2 主 减 速 器 基 本 参 数 选 择 与 计 算 载 荷 的 确定 5 2.2.1 主 减 速 器 齿 轮 计 算 载 荷 的 确定 5 2.2.2 锥 齿 轮 主 要 参 数 的 选择 7 2.2.3 主 减 速 器 圆 弧 锥 齿 轮 的 几 何 尺 寸 计算 10 2.2.4 主 减 速 器 锥 齿 轮 的 强 度 计算 11 2.2.5 主 减 速 器 轴 承 载 荷 的 计算 20 2.3 主 减 速 器 齿 轮 的 材 料 及 热 处理 24 2.4 主减速器的润滑 25 2.5 本章小nts -V- 结 25 第 3 章 贯 通桥差速器设计 26 3.1 对 称 式 圆 锥 行 星 齿 轮 差 速 器 的 差 速 原理 27 3.2 对 称 式 圆 锥 行 星 齿 轮 差 速 器 的 结构 28 3.3 对 称 式 圆 锥 行 星 齿 轮 差 速 器 的 设计 29 3.3.1 差 速 器 齿 轮 的 基 本 参 数 的 选择 28 3.3.2 差 速 器 直 齿 锥 齿 轮 的 几 何 尺 寸 计算 31 3.3.3 差 速 器 齿 轮 的 强 度 计算 31 3.4 差 速 器 齿 轮 的 材料 33 3.5 本章小结 34 第 4 章 半轴及贯通轴的设计 34 4.1 概述 34 4.2 全浮式半轴的设计与计算 35 4 2 1 半 轴 的 计 算 载 荷 的 确定 35 4.2.2 半轴杆部直径的选择 36 4.2.3 半轴强度计算 36 nts -VI- 4.2.4 花 键 轴 的 强 度 计算 37 4.3 半 轴 材 料 与 热 处理 38 4.4 本章小结 38 第 5 章 轮边减速器设计 40 5.1 概述 40 5.2 轮边减速器各参数的选择 42 5.3 设计参数的优化 43 5.4 轮 边 减 速 器 各 齿 轮 强 度 校核 44 5.5 本章小结 46 结 论 46 致 谢 47 参考文献 48 附 录1 49 附 录 2 50 nts -VII- 第 1 章 绪论 汽车的驱动后桥位于传动系的末端，其基本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、右驱动车轮有汽车行驶运动所要求的差速功能 ;同时，驱动后架或承载车身之间的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩。 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。 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 :所选择的主减速比应保证汽车在给定使用条件下有最佳的动力性能和燃料经济性： nts -2- (1) 当左、右两车轮的附着系数不同时，驱动桥必须能合理的解决左右车轮的转矩分配问题，以充分利用汽车的牵引力； (2) 具有必要的离地间隙以满足通过性的要求； (3) 驱动桥的各零部件在满足足够的强度和刚度的条件下，应 力求做到质量轻，特别是应尽可能做到非簧载质量，以改善汽车的行驶平顺性； (4) 能承受和传递作用于车轮上的各种力和转矩； (5) 齿轮及其它传动部件应工作平稳，噪声小； (6) 对传动件应进行良好的润滑，传动效率要高； (7) 结构简单，拆装调整方便。 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（主减速器和轮边减速器），以满足恶劣的工作环境 。 第 2章 贯通桥主减速器设计 2.1 主减速器的结构 形式 主减速器可根据齿轮类型、减速形式及主、从动齿轮的支撑形式不同分类。 2.1.1 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。 双曲面齿轮传动的特点是主从动齿轮的轴线相互垂直但不相交，且主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线向上或向下偏移一距离 E，称为偏移距，如图 2-1 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nts -3- 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 i0 4.5 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。 图 2-1 双曲面齿轮的偏移距和偏移方向 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。 nts -4- 2.1.2 主减速器的减速形式 主减速器的减速型式分为单级减速、双续减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。 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。 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，选择结构简单，体积小，质量轻，制造成本低的单级贯通式主减速器附轮边减速器。 2.1.3 主减速器主从动锥齿轮的支承方案 1. 主动锥齿轮的支承 现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种，悬臂式与骑马式如图 2-2 所示。 悬臂式齿轮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齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上，同时比齿轮节圆直径的 70%还大，并使齿轮轴径大于等于悬臂长。当采用一对圆锥滚子轴承支承时，为了减小悬臂长度和增大支承间的距离，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以缩短跨距，从而增强支承刚度。 nts -5- 图 2-2 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 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 1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高 10%左右。 重型汽车主减速器主动齿轮都是采用骑马式支承。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，成本提高。 2. 从动锥齿轮的支承 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 之比例而定。为了增强支承刚度，支承间的距离（ c+d）应尽量缩小。然而，为了是从动锥齿轮背面的支承凸缘有足够的位置设置加强筋及增强支承的稳定性，距离（ c+d）应不小于从动锥齿轮节圆直径的 70。两端支承采用圆锥滚子轴承，安装时硬是它们的圆锥滚子大端朝内相向，小端朝外相背。为了是载荷能尽量均匀分布在两轴承上，并且让出位置来加强从动锥齿轮联接凸缘的刚度，应 尽量使尺寸 c 不小于尺寸 d。 在具有大主传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支nts -6- 承（图 2-3）。辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证当偏移量达到允许极限，即与从动锥齿轮背面接触时，能够制止从动锥齿轮继续偏移。主、从动齿轮在载荷作用下的偏移量许用极限值，如图 2-4 所示。 图 2-3 从动锥齿轮辅助支承 图 2-4 主从动锥齿轮的许用偏移量 2.2 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定 2.2.1 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 从动锥齿轮计算转矩 Tce Tce= d e m a x 1 f 0k T k i i i n（ 2-1） 式中： Tce 计算转矩， mN ； Temax 发动机最大转矩； Temax =1500 mN ； n 计算驱动桥数， 2； if 变速器传动比， if=1； i0 主减速器传动比， i0=3.12； 变速器传动效率，取 =0.9； k 液力变矩器变矩系数， K=1； Kd 由于猛接离合器而产生的动载系数， Kd=1； nts -7- i1 变速器最低挡传动比， i1=12.11； 代入式（ 2-1），有： Tce=11500112.111.3.120.9=8174.25 mN 主动锥齿轮计算转矩 T=7742.51 mN 2. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 csT mmr irGT cs /2mN （ 2-2） 式中 2G 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； r 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为 GB516-82 9.0 20，则车论的滚动半径为 0.57m； m，mi 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， LB 取 0.9； 所以 LBLBrcs irGT /2 =67.29.0 57.085.0127400 =38376 mN 3. 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 cfT 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： mN )( PHRmmrTacf fffnirGGT（ 2-3） 式中： aG 汽车满载时的总重量， 25400N； TG 所牵引的挂车满载 时总重量， 392000N，但仅用于牵引车的计算； Rf 道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取 0.0150.020；在此取 0.016 nts -8- Hf 汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取0.050.09 在此取 0.07； pf 汽车的性能系数在此取 0； m 主减速器主动齿轮到车轮之间的效率； mi 主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比； n 驱动桥数。 所以： mN )( PHRmmrTacf fffnirGGT= 007.0018.029.067.2 57.0)392000254000( =18687.70 mN 2.2.2 锥齿轮主要参数的选择 主减 速器 锥齿轮 的主要 参数 有主、 从动齿轮 的 齿数 1z 和 2z 、 从动锥齿轮 大端分度 圆 直 径 2D 、 端面模 数tm、主 从动锥齿轮齿面宽 1b 和 2b 、中 点 螺旋角 、法向 压力 角 等。 1. 主、从动锥齿轮齿数 1z 和 2z 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 ， 1z ， 2z 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 1z 一般不小于 6。 （ 4） 主传动 比0i较 大 时 ， 1z 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， 1z 和 2z 应有适 宜的搭配。 根据以上要求，这里取 1z =9 2z =37，能够满足条件： 1z +2z =46 40 nts -9- 2. 从动锥齿轮大端分度圆直径 2D 和端面模数tm对 于双 级主减 速器，增大尺寸 2D 会 影 响驱动桥壳的 离地 间 隙， 减 小 2D 又会 影 响 跨置式主 动齿轮 的前支承座的安 装 空 间 和差速器的安 装 。 2D 可根据 经验 公式初 选 ，即 32 2 cD TKD （ 2-4） 2DK 直径系数，一般取 13.0 15.3； Tc 从动锥齿轮的计算转矩， mN ，为 Tce 和 Tcs 中的较小者。 所以 2D =（ 13.0 15.3） 3 .8174.25 =14.03 .8174.25 =280mm 初选 2D =280mm 则tm= 2D / 2z =280/37=7.57mm 参考机械设计手册选取 tm8mm ，则 2D =296mm 根据tm= 3 cm TK 来校核 sm =8mm 选取的是否合适，其中 mK =（ 0.3 0.4） 此处，tm=0.353 25.8174 =8.21，因此满足校核条件。 3. 主、从动锥齿轮齿面宽 1b 和 2b 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。 对于从动锥齿轮齿面宽 2b ，推荐不大于节锥 2A 的 0.3 倍，即 22 3.0 Ab ，而且 2b 应满足tmb 102 ，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用： 22 155.0 Db =0.155 296=46mm 一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，通常使小齿轮的齿面比nts -10- 大齿轮大 10%，在此取 1b = %)101(2b 54mm 4. 中点螺旋角 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平均螺旋角为 35 40，而商用车选用较小的 值以防止轴向力过大，通常取 37。 5. 螺旋方向 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。 6. 法向压力角 法向压力角大一些可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力 角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重合度下降。对于弧齿锥齿轮这里取 20。 7. 偏心距 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传动的特点。一般对于乘用车和总质量不大的商用车，E5 8 时，为 1.0 1.4mm nts -25- 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 0.005 0.010mm 的磷化处理或镀铜、镀锡。 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。 2.4 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。 2.5 本章小结 本章根据所给参数确定了主减速器计算载荷、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，最后对螺旋锥齿轮的相关几何尺寸参数进行列表整理，并且对主动、从动齿轮进行强度校核。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。 nts -26- 第 3 章 贯通桥差速器设计 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nts -27- 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，满足了汽车行驶运动学要求。 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。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。 3.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 图 3-1 差速器差速原理 如图所示，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 r 上的 A、 B、 C 三点的圆周速度都相等（图 3-1），其值为 0 r 。于是1 = 2 = 0 ，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（图），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 ) 即 1 + 2 =2 0 （ 3-1） nts -28- 若角速度以每分钟转数 n 表示，则 021 2nnn （ 3-2） 式（ 3-2）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（ 3-2）还可以得知： 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； 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。 3.2 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。 图 3-2 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 如图 3-2 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。 nts -29- 3.3 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。 3.3.1 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，代表差速器圆锥齿轮的节锥距，并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： 3 jBB TKR 3 jBB TKR =（ 2.52-2.99） 3 25.8174 =58mm 式中： BK 行星齿轮球面半径系数， BK =2.522.99（有四个行星 齿 轮的轿车和公路用货车取小值；有 2 个行星齿轮的轿车，以及越野汽车 、 矿用汽车取大值）； jT 主减速器从动轮所传递的扭矩。 预选其节锥距BRA )99.098.0(0 5898.0 57 mm 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；左 、 右半轴齿轮的齿数和必nts -30- 须能被行星齿轮的数目所整除，否则将不能安装。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。 3. 行星齿轮节锥角 、模数 m 和节圆直径 d 的初步确定 行星齿轮和半轴齿轮的节锥角 1 、 2 计算如下： 96.302012a rc ta n1 04.591220a rc ta n2式中： 1Z 、 2Z 分别为行星齿轮和半轴齿轮齿数。 4. 大端模数 m 及节圆直径 d 的计算 89.404.59s in12 572s in2 110 ZAm 取 5mm 分度圆直径 mzd mmmzd 601251 行 1 0 02052 mzd 半 mm 5. 压力角 过去汽车差速器齿轮都选用 20 压力角，这时齿高系数为 1，而最少齿数为13。现在大都选用 0322 的压力角，齿高系数为 0.8，最少齿数可减少至 10。某些重型汽车也可选用 25 压力角。 所以初定压力角为 25 行星齿轮安装孔直径 及其深度 L 的确定 根据汽车工程手册中： nlTc 1.1 1030 （ 3-3） 94.25504691.11025.8174 3 nts -31- 54.2894.251.11.1 L mm 式中：0T 差速器传递的转矩， N.m； m 行星齿轮数； l 为行星齿轮支撑面中点到锥顶的距离（ 25.0 dl ， 2d 为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而 2d 28.0 d ）， mm； c 支撑面的许用挤压应力，取为 69N/mm2 。 3.3.2 差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算 表 .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 1z 10，应尽量取最小值 1z =12 2 半轴齿轮齿数 2z =14 25，且需满足式（ 4.5） 2z =20 3 模数 m m =5mm 续表 3-1 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 4 齿面宽 F=(0.25 0.30)A0 ; b10m 18mm 5 工作齿高 mhg 6.1 gh =8mm 6 全齿高 051.0788.1 mh 8.991 7 压力角 22.30 8 轴交角 90 9 节圆直径 11 mzd ； 22 mzd 601d 1002 d 10 节锥角 211 arctan zz ， 12 90 1 =30.96 04.592 nts -32- 11 节锥距 22110 sin2sin2 ddA 0A =57mm 12 周节 t =3.1416m t =15.71mm 13 齿顶高 21 aga hhh ;mzzh a 212237.043.01ah =5.21mm 2ah =2.79mm 14 齿根高 1fh =1.788m - 1ah ; 2fh =1.788m - 2ah 1fh=3.73mm; 2fh =6.15mm 15 径向间隙 c =h - gh =0.188m +0.051 c =0.991mm 16 齿根角 1 =01arctan Ahf ;022 arctan Ah f 1 =3.74; 2 =6.15 17 面锥角 211 o ； 122 o 1o =37.112o =62.7 18 根锥角 111 R ； 222 R 1R=27.22 2R =52.89 续表 3-1 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 19 外圆直径 1111 cos2 ao hdd ；22202 co s2 ahdd 94.6801 d mm 87.1022 d mm 20 节圆顶点至齿轮外缘距离 11201 sin2 hd 22102 sin2 hd 32.4701 mm 61.2702 mm 21 理论弧齿厚 21 sts mhhts ta n2 2121s =8.6 mm 2s =7.11 mm 22 齿侧间隙 B =0.127 0.178 mm B =0.0.15mm nts -33- 3.3.3 差速器齿轮的强度计算 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 w 为 w =JmbzK KKTKvms2203102 （ 3-3） =21226.1410.661 .11000/1250.2252017 =911.5980 式中： T 差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式nTT 6.00 n 差速器的行星齿轮数； 2z 半轴齿轮齿数； 0K 、 vK 、 sK 、 mK 见说明； J 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数。 图 3-3 弯曲计算用综合系数 所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。 3.4 差速器齿轮的材料 nts -34- 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。 3.5 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 几何尺寸列表整理，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 4 章 半轴及贯通轴的设计 4.1 概述 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，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，在此由于是载重汽车，采用全浮式结构。 设计半 轴的主要尺寸是其直径，在设计时首先可根
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