1、本科生畢業設計（論文）摘 要驅動橋作為汽車四大總成之一，它的性能的好壞直接影響整車性能，而對于載重汽車顯得尤為重要。當采用大功率發動機輸出大的轉矩以滿足目前載重汽車的快速、重載的高效率、高效益的需要時，必須要搭配一個高效、可靠的驅動橋。所以采用傳動效率高的單級減速驅動橋已成為未來重載汽車的發展方向。本設計參照傳統驅動橋的設計方法進行了載重汽車驅動橋的設計。本設計首先確定主要部件的結構型式和主要設計參數；然后參考類似驅動橋的結構，確定出總體設計方案；最后對主，從動錐齒輪，差速器圓錐行星齒輪，半軸齒輪，全浮式半軸和整體式橋殼的強度進行校核以及對支承軸承進行了壽命校核。本文不是采用傳統的雙曲面錐齒輪

2、作為載重汽車的主減速器而是采用圓弧錐齒輪，希望這能作為一個課題繼續研究下去。關鍵字：載重汽車；驅動橋；單級主減速器；圓弧錐齒輪AbstractDrive axle is one part of the four important assemblies of automobile. Its performance directly influences the entire automobile, especially the heavy truck. When using the big power engine with a big driving torque to meet the r

3、equirements of high speed, heavy-loaded, high efficiency, high benefit for todays heavy truck, an efficient and reliable drive axle is essential and it is becoming the heavy truck developing tendency. This design follows the traditional designing method of the drive axle, firstly, make up the main p

4、arts structure and the key designing parameters; secondly, work out the entire designing project according to the similar driving axle structure; finally check the life span of the axle drive bevel pinion, bevel gear wheel, the different ional planetary pinion, differential side gear, full-floating

5、axle shaft, the banjo axle housing, and the life expectation of carrier bearing. The designing take the arc bevel gear instead of the traditional hypoid gear as the gear type of heavy truck final drive, and we hope it can be considered as a new task for an advanced study.Key words: Heavy truck; Driv

6、e axle; Single main reducing gear; Arc bevel gear目 錄第1章 緒 論11.1 驅動橋簡介11.2 驅動橋結構方案分析2第2章 主減速器設計42.1 主減速器的結構形式42.1.1 主減速器的齒輪類型42.1.2 主減速器的減速形式42.1.3 主減速器主，從動錐齒輪的支承形式42.2 主減速器的基本參數選擇與設計計算52.2.1 主減速器計算載荷的確定52.2.2 主減速器基本參數的選擇62.2.3 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算82.2.4 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算92.2.5 主減速器齒輪的材料及熱處理152.2.6 主減速器軸承的計

7、算15第3章 差速器設計213.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理213.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構223.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計233.3.1 差速器齒輪的基本參數的選擇233.3.2 差速器齒輪的幾何計算253.3.3 差速器齒輪的強度計算26第4章 驅動半軸的設計284.1 全浮式半軸計算載荷的確定284.2 全浮式半軸的桿部直徑的初選294.3 全浮式半軸的強度計算294.4 半軸花鍵的強度計算30第5章 驅動橋殼的設計325.1 鑄造整體式橋殼的結構325.2 橋殼的受力分析與強度計算335.2.1 橋殼的靜彎曲應力計算335.2.2 在不平路面沖擊載荷作用下

8、的橋殼強度計算355.2.3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼強度計算355.2.4 汽車緊急制動時的橋殼強度計算37第6章 結 論40參考文獻41致 謝42附 錄A43附 錄B4559第1章 緒 論1.1 驅動橋簡介汽車驅動橋位于傳動系的末端。其基本功用首先是增扭，降速，改變轉矩的傳遞方向，即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉矩，并將轉矩合理的分配給左右驅動車輪；其次，驅動橋還要承受作用于路面或車身之間的垂直力，縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩等。驅動橋一般由主減速器，差速器，車輪傳動裝置和橋殼組成。對于重型載貨汽車來說，要傳遞的轉矩較乘用車和客車，以及輕型商用車都要大得多，以便能夠以較

9、低的成本運輸較多的貨物，所以選擇功率較大的發動機，這就對傳動系統有較高的要求，而驅動橋在傳動系統中起著舉足輕重的作用。隨著目前國際上石油價格的上漲，汽車的經濟性日益成為人們關心的話題，這不僅僅只對乘用車，對于載貨汽車，提高其燃油經濟性也是各商用車生產商來提高其產品市場競爭力的一個法寶，因為重型載貨汽車所采用的發動機都是大功率，大轉矩的，裝載質量在十噸以上的載貨汽車的發動機，最大功率在140KW以上，最大轉矩也在700N·m以上，百公里油耗是一般都在34升左右。為了降低油耗，不僅要在發動機的環節上節油，而且也需要從傳動系中減少能量的損失。這就必須在發動機的動力輸出之后，在從發動機傳動軸

10、驅動橋這一動力輸送環節中尋找減少能量在傳遞的過程中的損失。在這一環節中，發動機是動力的輸出者，也是整個機器的心臟，而驅動橋則是將動力轉化為能量的最終執行者。因此，在發動機相同的情況下，采用性能優良且與發動機匹配性比較高的驅動橋便成了有效節油的措施之一。所以設計新型的驅動橋成為新的課題。目前國內重型車橋生產企業也主要集中在中信車橋廠、東風襄樊車橋公司、濟南橋箱廠、漢德車橋公司、重慶紅巖橋廠和安凱車橋廠幾家企業。這些企業幾乎占到國內重卡車橋90%以上的市場。設計驅動橋時應當滿足如下基本要求：1） 選擇適當的主減速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經 濟性。2） 外廓尺寸小，保證汽車

11、具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。3） 齒輪及其他傳動件工作平穩，噪聲小。4） 在各種載荷和轉速工況下有較高的傳動效率。5） 具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質量，尤其是簧下質量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。6） 與懸架導向機構運動協調。7） 結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調整方便。1.2 驅動橋結構方案分析由于要求設計的是15噸級的后驅動橋，要設計這樣一個級別的驅動橋，一般選用非斷開式結構以與非獨立懸架相適應，該種形式的驅動橋的橋殼是一根支撐在左右驅動車輪的剛性空心梁，一般是鑄造或鋼板沖壓而成，主減

12、速器，差速器和半軸等所有傳動件都裝在其中，此時驅動橋，驅動車輪都屬于簧下質量。驅動橋的結構形式有多種，基本形式有三種如下：1)中央單級減速驅動橋。此是驅動橋結構中最為簡單的一種，是驅動橋的基本形式， 在載重汽車中占主導地位。一般在主傳動比小于7.5的情況下，應盡量采用中央單級減速驅動橋。目前的中央單級減速器趨于采用雙曲線螺旋傘齒輪，主動小齒輪采用騎馬式支承， 有差速鎖裝置供選用。2)中央雙級驅動橋。在國內目前的市場上，中央雙級驅動橋主要有2種類型：一類如伊頓系列產品，事先就在單級減速器中預留好空間，當要求增大牽引力與速比時，可裝入圓柱行星齒輪減速機構，將原中央單級改成中央雙級驅動橋，這種改制“

13、三化”（即系列化，通用化，標準化）程度高， 橋殼、主減速器等均可通用，錐齒輪直徑不變；另一類如洛克威爾系列產品，當要增大牽引力與速比時，需要改制第一級傘齒輪后，再裝入第二級圓柱直齒輪或斜齒輪，變成要求的中央雙級驅動橋，這時橋殼可通用，主減速器不通用， 錐齒輪有2個規格。由于上述中央雙級減速橋均是在中央單級橋的速比超出一定數值或牽引總質量較大時，作為系列產品而派生出來的一種型號，它們很難變型為前驅動橋，使用受到一定限制；因此，綜合來說，雙級減速橋一般均不作為一種基本型驅動橋來發展，而是作為某一特殊考慮而派生出來的驅動橋存在。3)中央單級、輪邊減速驅動橋。輪邊減速驅動橋較為廣泛地用于油田、建筑工地

14、、礦山等非公路車與軍用車上。當前輪邊減速橋可分為2類：一類為圓錐行星齒輪式輪邊減速橋；另一類為圓柱行星齒輪式輪邊減速驅動橋。圓錐行星齒輪式輪邊減速橋。由圓錐行星齒輪式傳動構成的輪邊減速器，輪邊減速比為固定值2，它一般均與中央單級橋組成為一系列。在該系列中，中央單級橋仍具有獨立性，可單獨使用，需要增大橋的輸出轉矩，使牽引力增大或速比增大時，可不改變中央主減速器而在兩軸端加上圓錐行星齒輪式減速器即可變成雙級橋。這類橋與中央雙級減速橋的區別在于：降低半軸傳遞的轉矩，把增大的轉矩直接增加到兩軸端的輪邊減速器上 ，其“三化”程度較高。但這類橋因輪邊減速比為固定值2，因此，中央主減速器的尺寸仍較大，一般用

15、于公路、非公路軍用車。圓柱行星齒輪式輪邊減速橋。單排、齒圈固定式圓柱行星齒輪減速橋，一般減速比在3至4.2之間。由于輪邊減速比大，因此，中央主減速器的速比一般均小于3，這樣大錐齒輪就可取較小的直徑，以保證重型汽車對離地問隙的要求。這類橋比單級減速器的質量大，價格也要貴些，而且輪穀內具有齒輪傳動，長時間在公路上行駛會產生大量的熱量而引起過熱；因此，作為公路車用驅動橋，它不如中央單級減速橋。綜上所述，由于設計的驅動橋的傳動比為6.833，小于7.5。況且由于隨著我國公路條件的改善和物流業對車輛性能要求的變化，重型汽車驅動橋技術已呈現出向單級化發展的趨勢，主要是單級驅動橋還有以下幾點優點：(l) 單

16、級減速驅動橋是驅動橋中結構最簡單的一種，制造工藝簡單，成本較低， 是驅動橋的基本類型，在重型汽車上占有重要地位；(2) 重型汽車發動機向低速大轉矩發展的趨勢，使得驅動橋的傳動比向小速比發展；(3) 隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發展，重型汽車使用條件對汽車通過性的要求降低。因此，重型汽車不必像過去一樣，采用復雜的結構提高通過性；(4) 與帶輪邊減速器的驅動橋相比，由于產品結構簡化，單級減速驅動橋機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性提高。單級橋產品的優勢為單級橋的發展拓展了廣闊的前景。從產品設計的角度看， 重型車產品在主減速比小于7.5的情況下，應盡量選用單級減速驅動橋。所以此設計采用

17、單級驅動橋再配以鑄造整體式橋殼。圖1-1Meritor單后驅動橋為中國重汽引進的美國ROCKWELL公司15噸級單級減速橋的外形圖。圖1-1 Meritor（美馳）單后驅動橋第2章 主減速器設計2.1 主減速器的結構形式主減速器的結構形式主要是根據其齒輪的類型，主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速形式的不同而異。2.1.1 主減速器的齒輪類型主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪，雙曲面齒輪，圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。在此選用弧齒錐齒輪傳動，其特點是主、從動齒輪的軸線垂直交于一點。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩個以上的輪齒同時嚙合，因此可以承受較大的負荷，加之其輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸有齒

18、的一端連續而平穩的地轉向另一端，所以工作平穩，噪聲和振動小。而弧齒錐齒輪還存在一些缺點，比如對嚙合精度比較敏感，齒輪副的錐頂稍有不吻合就會使工作條件急劇變壞，并加劇齒輪的磨損和使噪聲增大；但是當主傳動比一定時，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪比相應的弧齒錐齒輪小，從而可以得到更大的離地間隙，有利于實現汽車的總體布置。另外，弧齒錐齒輪與雙曲面錐齒輪相比，具有較高的傳動效率，可達99%。2.1.2 主減速器的減速形式由于 i=6.8337.5，一般采用單級主減速器，單級減速驅動橋產品的優勢：單級減速驅動車橋是驅動橋中結構最簡單的一種，制造工藝較簡單，成本較低，是驅動橋的基本型，在重型汽車上占有重要地

19、位；目前重型汽車發動機向低速大扭矩發展的趨勢使得驅動橋的傳動比向小速比發展；隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發展，許多重型汽車使用條件對汽車通過性的要求降低，因此，重型汽車產品不必像過去一樣，采用復雜的結構提高其的通過性；與帶輪邊減速器的驅動橋相比，由于產品結構簡化，單級減速驅動橋機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性增加。2.1.3 主減速器主，從動錐齒輪的支承形式作為一個13噸級的驅動橋，傳動的轉矩較大，所以主動錐齒輪采用騎馬式支承。裝于輪齒大端一側軸頸上的軸承，多采用兩個可以預緊以增加支承剛度的圓錐滾子軸承，其中位于驅動橋前部的通常稱為主動錐齒輪前軸承，其后部緊靠齒輪背面的那個齒輪

20、稱為主動錐齒輪后軸承；當采用騎馬式支承時，裝于齒輪小端一側軸頸上的軸承一般稱為導向軸承。導向軸承都采用圓柱滾子式，并且內外圈可以分離（有時不帶內圈），以利于拆裝。 2.2 主減速器的基本參數選擇與設計計算2.2.1 主減速器計算載荷的確定1. 按發動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩ce （2-1）式中 發動機至所計算的主減速器從動錐齒輪之間的傳動系的最低擋傳動比，查得本車型為6.608發動機的輸出的最大轉矩，查得本車型為1230；傳動系上傳動部分的傳動效率，在此取0.9；該汽車的驅動橋數目在此取1；由于猛結合離合器而產生沖擊載荷時的超載系數，對于一般的載貨汽車，礦用汽車和越野汽

21、車以及液力傳動及自動變速器的各類汽車取=1.0，當性能系數>0時可取=2.0； （2-2）汽車滿載時的總質量在此取27000 ；所以 0.195 =42.8>16 =-0.310 即=1.0由以上各參數可求=499842. 按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 （2-3）式中 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，預設后橋所承載210000N的負荷; 輪胎對地面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用車，取=0.85；對于越野汽車取1.0；對于安裝有專門的防滑寬輪胎的高級轎車，計算時可取1.25; 車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為11.00-20-16PR，滾動半徑為 0.5

22、1m； ，分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比，取0.9，由于沒有輪邊減速器取1.0 所以=1011503. 按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩定，其正常持續的轉矩根據所謂的平均牽引力的值來確定： （2-4）式中：汽車滿載時的總重量，查得本車型為2700000N所牽引的掛車滿載時總重量，N，但僅用于牽引車的計算；道路滾動阻力系數，對于載貨汽車可取0.0150.020；在此取0.018汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數，對于載貨汽車可取0.050.09在此取0.07汽車的性能系數在此取0；，n見式（2-1），（2-3）

23、下的說明。所以 =13464式（2-1）式（2-4）參考汽車車橋設計1式（3-10）式（3-12）。2.2.2 主減速器基本參數的選擇主減速器錐齒輪的主要參數有主、從動齒輪的齒數和，從動錐齒輪大端分度圓直徑、端面模數、主從動錐齒輪齒面寬和、中點螺旋角、法向壓力角等。1. 主、從動錐齒輪齒數和選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素：1）為了磨合均勻，之間應避免有公約數。2）為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數和應不小于40。3）為了嚙合平穩，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車一般不小于6。4）主傳動比較大時，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。5）對于不同的主傳動比，

24、和應有適宜的搭配。根據以上要求參考汽車車橋設計1中表3-12 表3-13取=6 =41 +=47402. 從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數對于單級主減速器，增大尺寸會影響驅動橋殼的離地間隙，減小又會影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。可根據經驗公式初選，即 （2-5）直徑系數，一般取13.016.0 從動錐齒輪的計算轉矩，為Tce和Tcs中的較小者所以 =（13.016.0）=（478.9589.4）初選=530 則 =/=530/41=12.92，取=13根據=來校核=13選取的是否合適，其中=（0.30.4），=（0.30.4）=（11.0514.73），因此滿足校核。

25、3. 主，從動錐齒輪齒面寬和錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小，這樣不但會減小了齒根圓角半徑，加大了集中應力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強度會降低。對于從動錐齒輪齒面寬，推薦不大于節錐的0.3倍，即，而且應滿足，對于汽車主減速器圓弧齒輪推薦采用： =0.155530=82.15 在此取83一般習慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使

26、其在大齒輪齒面兩端都超出一些，通常小齒輪的齒面加大10%較為合適，在此取=914.中點螺旋角螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小，弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，選時應考慮它對齒面重合度，輪齒強度和軸向力大小的影響，越大，則也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩，噪聲越低，而且輪齒的強度越高，應不小于1.25，在1.52.0時效果最好，但過大，會導致軸向力增大。汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為35°40°，而商用車選用較小的值以防止軸向力過大，通常取35°。5. 螺旋方向主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響

27、其所受的軸向力的方向，當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時針，驅動汽車前進。6. 法向壓力角加大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產生根切的最小齒數，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數下降，一般對于“格里森”制主減速器螺旋錐齒輪來說，規定重型載貨汽車可選用22.5°的壓力角。2.2.3 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算表2-1 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算用表序 號項 目計 算

28、 公 式計 算 結 果1主動齒輪齒數62從動齒輪齒數413端面模數134齒面寬=91 =835工作齒高266全齒高=28.67法向壓力角=22.5°8軸交角=90°9節圓直徑=78=53310節錐角arctan=90°-=8.33°=81.67°11節錐距A=A=269.212周節t=3.1416 t=40.8413齒頂高=1314齒根高=15.6 15徑向間隙c=c=2.616齒根角=3.317 °17面錐角=15.581°=80.217°18根錐角=9.783°=74.419°19齒頂圓直徑

29、=127.902=484.47920節錐頂點止齒輪外緣距離=237.761=44.04921理論弧齒厚 =27.38mm=10.32mm22齒側間隙B=0.3050.4060.4mm23螺旋角=35°2.2.4 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。1） 齒輪的損壞形式及壽命齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。它們的主要特點及影響因素分述如下：（1）輪齒折斷主要分為疲勞折斷及由于彎曲強度不足而引起的過載折

30、斷。折斷多數從齒根開始，因為齒根處齒輪的彎曲應力最大。疲勞折斷：在長時間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經受交變的彎曲應力。如果最高應力點的應力超過材料的耐久極限，則首先在齒根處產生初始的裂紋。隨著載荷循環次數的增加，裂紋不斷擴大，最后導致輪齒部分地或整個地斷掉。在開始出現裂紋處和突然斷掉前存在裂紋處，在載荷作用下由于裂紋斷面間的相互摩擦，形成了一個光亮的端面區域，這是疲勞折斷的特征，其余斷面由于是突然形成的故為粗糙的新斷面。過載折斷：由于設計不當或齒輪的材料及熱處理不符合要求，或由于偶然性的峰值載荷的沖擊，使載荷超過了齒輪彎曲強度所允許的范圍，而引起輪齒的一次性突然折斷。此外，由于裝配的齒側間

31、隙調節不當、安裝剛度不足、安裝位置不對等原因，使輪齒表面接觸區位置偏向一端，輪齒受到局部集中載荷時，往往會使一端（經常是大端）沿斜向產生齒端折斷。各種形式的過載折斷的斷面均為粗糙的新斷面。為了防止輪齒折斷，應使其具有足夠的彎曲強度，并選擇適當的模數、壓力角、齒高及切向修正量、良好的齒輪材料及保證熱處理質量等。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。（2）齒面的點蝕及剝落齒面的疲勞點蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報廢齒輪的70%以上。它主要由于表面接觸強度不足而引起的。點蝕：是輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結果。由于接觸區產生很大的表面接觸應力，常常在節點附近，特別在小齒輪節圓

32、以下的齒根區域內開始，形成極小的齒面裂紋進而發展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點的現象就稱為點蝕。一般首先產生在幾個齒上。在齒輪繼續工作時，則擴大凹坑的尺寸及數目，甚至會逐漸使齒面成塊剝落，引起噪音和較大的動載荷。在最后階段輪齒迅速損壞或折斷。減小齒面壓力和提高潤滑效果是提高抗點蝕的有效方法，為此可增大節圓直徑及增大螺旋角，使齒面的曲率半徑增大，減小其接觸應力。在允許的范圍內適當加大齒面寬也是一種辦法。齒面剝落：發生在滲碳等表面淬硬的齒面上，形成沿齒面寬方向分布的較點蝕更深的凹坑。凹坑壁從齒表面陡直地陷下。造成齒面剝落的主要原因是表面層強度不夠。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會引起齒面剝

33、落。當滲碳齒輪熱處理不當使滲碳層中含碳濃度的梯度太陡時，則一部分滲碳層齒面形成的硬皮也將從齒輪心部剝落下來。（3）齒面膠合 在高壓和高速滑摩引起的局部高溫的共同作用下，或潤滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬齒表面的直接摩擦時，因高溫、高壓而將金屬粘結在一起后又撕下來所造成的表面損壞現象和擦傷現象稱為膠合。它多出現在齒頂附近，在與節錐齒線的垂直方向產生撕裂或擦傷痕跡。輪齒的膠合強度是按齒面接觸點的臨界溫度而定，減小膠合現象的方法是改善潤滑條件等。（4）齒面磨損 這是輪齒齒面間相互滑動、研磨或劃痕所造成的損壞現象。規定范圍內的正常磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物，如未清

34、除的型砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損，應予避免。汽車主減速器及差速器齒輪在新車跑合期及長期使用中按規定里程更換規定的潤滑油并進行清洗是防止不正常磨損的有效方法。汽車驅動橋的齒輪，承受的是交變負荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。在要求使用壽命為20萬千米或以上時，其循環次數均以超過材料的耐久疲勞次數。因此，驅動橋齒輪的許用彎曲應力不超過210.9Nmm.表2-2給出了汽車驅動橋齒輪的許用應力數值。表2-2 汽車驅動橋齒輪的許用應力Nmm計算載荷 主減速器齒輪的許用彎曲應力主減速器齒輪的許用接觸應力差速器齒輪的許用彎曲應力按式（2-1）、式（2-3

35、）計算出的最大計算轉矩Tec，Tcs中的較小者7002800980按式（2-4）計算出的平均計算轉矩Tcf210.91750210.9實踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續載荷（即平均計算轉矩）有關，而與汽車預期壽命期間出現的峰值載荷關系不大。汽車驅動橋的最大輸出轉矩Tec和最大附著轉矩Tcs并不是使用中的持續載荷，強度計算時只能用它來驗算最大應力，不能作為疲勞損壞的依據。 2） 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的強度計算（1） 單位齒長上的圓周力 在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓周力來估算，即 Nmm (2-6)式中：P作用在齒輪上的圓周力，按發動機

36、最大轉矩Temax和最大附著力矩 兩種載荷工況進行計算，N； 從動齒輪的齒面寬，在此取80mm. 按發動機最大轉矩計算時： Nmm （2-7）式中：發動機輸出的最大轉矩，在此取830； 變速器的傳動比； 主動齒輪節圓直徑，在此取108mm.按上式 Nmm按最大附著力矩計算時： Nmm （2-8）式中：汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，對于后驅動橋還應考慮汽車最大加速時的負荷增加量，在此取130000N； 輪胎與地面的附著系數，在此取0.85： 輪胎的滾動半徑，在此取0.527m按上式=1619 Nmm在現代汽車的設計中，由于材質及加工工藝等制造質量的提高，單位齒長上的圓周力有時提高許用

37、數據的20%25%。經驗算以上兩數據都在許用范圍內。其中上述兩種方法計算用的許用單位齒長上的圓周力p都為1865N/mm（2）輪齒的彎曲強度計算 汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應力為 N/ （29） 式中：該齒輪的計算轉矩，N·m; 超載系數；在此取1.0 尺寸系數，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關，當時，在此0.829 載荷分配系數，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，1.001.10式式支承時取1.101.25。支承剛度大時取最小值。 質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節及徑向跳動精度高時，可取1.0; 計算齒輪的齒面寬，mm; 計算齒輪的齒數； 端面模數，mm

38、; 計算彎曲應力的綜合系數（或幾何系數），它綜合考慮了齒形系數。載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數及慣性系數等對彎曲應力計算的影響。計算彎曲應力時本應采用輪齒中點圓周力與中點端面模數，今用大端模數，而在綜合系數中進行修正。按圖2-1選取小齒輪的0.225，大齒輪0.195.按上式173 N/< 210.3 N/ =199.7 N/<210.3 N/ 所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。圖2-1 彎曲計算用綜合系數J(3) 輪齒的表面接觸強度計算錐齒輪的齒面接觸應力為 N/ (2-10)式中：主動齒輪的計算轉矩；材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副取232.6/mm

39、; ，見式(2-9)下的說明； 尺寸系數，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經驗的情況下，可取1.0； 表面質量系數，決定于齒面最后加工的性質（如銑齒，磨齒等），即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質（如鍍銅，磷化處理等）。一般情況下，對于制造精確的齒輪可取1.0 計算接觸應力的綜合系數（或稱幾何系數）。它綜合考慮了嚙合齒面的相對曲率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數、有效尺寬及慣性系數的因素的影響，按圖2-2選取=0.115按上式=1445 1750 N/主、從動齒輪的齒面接觸應力相等。所以均滿足要求。以上公式（2-6）（2-10）以及圖2-1，圖2-2均參考汽車車橋設計圖2-2 接

40、觸計算用綜合系數2.2.5 主減速器齒輪的材料及熱處理驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系的其它齒輪相比，具有載荷大，作用時間長，載荷變化多，帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。根據這些情況，對于驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求：具有較高的疲勞彎曲強度和表面接觸疲勞強度，以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應有高的硬度；輪齒心部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷； 鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規律易于控制，以提高產品的質量、縮短制造時間、減少生產成本并將低廢品率；選擇齒輪材料的合金元素時

41、要適合我國的情況。汽車主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造。在此，齒輪所采用的鋼為20CrMnTi用滲碳合金鋼制造的齒輪，經過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到5864HRC，而心部硬度較低，當端面模數8時為2945HRC。由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運行初期產生膠合、咬死或擦傷，防止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經加工（如磨齒或配對研磨）后均予與厚度0.0050.0100.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面不應用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達25。對于滑動速度高的齒輪，為

42、了提高其耐磨性，可以進行滲硫處理。滲硫處理時溫度低，故不引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數可以顯著降低，故即使潤滑條件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現象產生。2.2.6 主減速器軸承的計算1錐齒輪齒面上的作用力錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉矩。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發動機也不全處于最大轉矩狀態，故主減速器齒輪的工作轉矩處于經常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉矩進行計算。作用在主減速器主動

43、錐齒輪上的當量轉矩可按下式計算： (2-11)式中：發動機最大轉矩，在此取830N·m；，變速器在各擋的使用率，可參考表2-3選取；，變速器各擋的傳動比；，變速器在各擋時的發動機的利用率，可參考表2-3選取；表2-3及的參考值經計算為1164.8·對于圓錐齒輪的齒面中點的分度圓直徑經計算91.54mm =406.82mm式（2-11）參考汽車車橋設計。(1) 齒寬中點處的圓周力齒寬中點處的圓周力為 N (2-12) 式中：作用在該齒輪上的轉矩，作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩見式(2-11);該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑.按上式主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力

44、=25.45KN（2）錐齒輪的軸向力和徑向力圖2-3 主動錐齒輪齒面的受力圖如圖2-3，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉方向為逆時針，F 為作用在節錐面上的齒面寬中點A處的法向力，在A點處的螺旋方向的法平面內，F分解成兩個相互垂直的力F和，F垂直于OA且位于OOA所在的平面，位于以OA為切線的節錐切平面內。在此平面內又可分為沿切線方向的圓周力F和沿節圓母線方向的力。F與之間的夾角為螺旋角，F與之間的夾角為法向壓力角，這樣就有： （2-13） （2-14） （2-15）于是，作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為 （2-16） （2-17）有式（2-16）可計算20202N有式（

45、2-17）可計算=9662N式（2-12）式（2-17）參考汽車設計3。2.主減速器軸承載荷的計算軸承的軸向載荷就是上述的齒輪的軸向力。但如果采用圓錐滾子軸承作支承時，還應考慮徑向力所應起的派生軸向力的影響。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪的徑向力，圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。當主減速器的齒輪尺寸，支承形式和軸承位置已確定，則可計算出軸承的徑向載荷。對于采用騎馬式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖2-4所示圖2-4 主減速器軸承的布置尺寸軸承A，B的徑向載荷分別為R= （2-18） （2-19） 根據上式已知=20202N，=9662N，a=134mm ，b=8

46、4mm，c=50mm 所以軸承A的徑向力= =15976N 其軸向力為0 軸承B的徑向力R= =13364N（1）對于軸承A，只承受徑向載荷所以采用圓柱滾子軸承42608E，此軸承的額定動載荷Cr為102.85KN，所承受的當量動載荷Q=X·R=1×15976=15976N。所以有公式 s (2-20)式中:為溫度系數，在此取1.0;為載荷系數，在此取1.2。所以=2.703×10s此外對于無輪邊減速器的驅動橋來說，主減速器的從動錐齒輪軸承的計算轉速為 r/min (2-21)式中：輪胎的滾動半徑，m 汽車的平均行駛速度，km/h;對于載貨汽車和公共汽車可取303

47、5 km/h，在此取32.5 km/h。所以有上式可得=163.89 r/min而主動錐齒輪的計算轉速=163.89×4.444=728 r/min所以軸承能工作的額定軸承壽命： h (2-22) 式中: 軸承的計算轉速，r/min。有上式可得軸承A的使用壽命=6188 h若大修里程S定為100000公里，可計算出預期壽命即 = h (2-23)所以=3076.9 h和比較，故軸承符合使用要求。（2）對于軸承B，在此并不是一個軸承，而是一對軸承，對于成對安裝的軸承組的計算當量載荷時徑向動載荷系數X和軸向動載荷系數Y值按雙列軸承選用，e值與單列軸承相同。在此選用7514E型軸承。 在此

48、徑向力R=13369N 軸向力A=20202N，所以=1.51e 由機械設計6中表18.7可查得X=1.0，Y=0.45cota=1.6×=1.8當量動載荷 Q= （2-24）式中：沖擊載荷系數在此取1.2有上式可得Q=1.2（1×13369+1.8×20202）=61618.5N由于采用的是成對軸承=1.71Cr所以軸承的使用壽命由式（2-20）和式（2-22）可得=3876.6 h>3076.9 h=所以軸承符合使用要求。對于從動齒輪的軸承C，D的徑向力計算公式見式（2-18）和式（2-19）已知F=25450N，=9662N，=20202N，a=410

49、mm，b=160mm.c=250mm所以，軸承C的徑向力：=10401.3N軸承D的徑向力：=23100.5N軸承C，D均采用7315E，其額定動載荷Cr為134097N（3）對于軸承C，軸向力A=9662N，徑向力R=10401.3N，并且=0.93e，在此e值為1.5tana約為0.402，由機械設計6中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6所以Q=1.2(0.4×96621.6×10401.3)=24608.256N =28963 h>所以軸承C滿足使用要求。（4）對于軸承D，軸向力A=0N，徑向力R=23100.5N，并且=.4187e 由機械

50、設計6中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6 所以Q=1.2×(1.6×23100.5)=44352.96N=4064.8 h >所以軸承D滿足使用要求。此節計算內容參考了汽車車橋設計1和汽車設計3關于主減速器的有關計算。第3章 差速器設計汽車在行駛過程中左，右車輪在同一時間內所滾過的路程往往不等。例如，轉彎時內、外兩側車輪行程顯然不同，即外側車輪滾過的距離大于內側的車輪；汽車在不平路面上行駛時，由于路面波形不同也會造成兩側車輪滾過的路程不等；即使在平直路面上行駛，由于輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度不同以及制造誤差等因素的影響，也會引起左、右車輪因

51、滾動半徑的不同而使左、右車輪行程不等。如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則行駛時不可避免地會產生驅動輪在路面上的滑移或滑轉。這不僅會加劇輪胎的磨損與功率和燃料的消耗，而且可能導致轉向和操縱性能惡化。為了防止這些現象的發生，汽車左、右驅動輪間都裝有輪間差速器，從而保證了驅動橋兩側車輪在行程不等時具有不同的旋轉角速度，滿足了汽車行駛運動學要求。差速器用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉動。差速器有多種形式，在此設計普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。3.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理圖3-1 差速器差速原理 如圖3-1所示，對稱式錐齒輪差速器是一種行星齒輪機構。差速器殼3

52、與行星齒輪軸5連成一體，形成行星架。因為它又與主減速器從動齒輪6固連在一起，固為主動件，設其角速度為；半軸齒輪1和2為從動件，其角速度為和。A、B兩點分別為行星齒輪4與半軸齒輪1和2的嚙合點。行星齒輪的中心點為C，A、B、C三點到差速器旋轉軸線的距離均為。 當行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉軸線公轉時，顯然，處在同一半徑上的A、B、C三點的圓周速度都相等（圖3-1），其值為。于是=，即差速器不起差速作用，而半軸角速度等于差速器殼3的角速度。當行星齒輪4除公轉外，還繞本身的軸5以角速度自轉時（圖），嚙合點A的圓周速度為=+，嚙合點B的圓周速度為=-。于是+=（+）+(-)即 + =2 （3-1） 若角速度以每分鐘轉數表示，則 （3-2）式（3-2）為兩半軸齒輪直徑相等的對稱式圓錐齒輪差速器的運動特征方程式，它表明左右兩側半軸齒輪的轉速之和等于差速器殼轉速的兩倍，而與