【畢業(yè)論文】低速載貨汽車驅(qū)動橋的設計【2014年汽車機械專業(yè)答辯資料】

鹽城工學院畢業(yè)設計說明 書 2006 目錄 1 前言 . 0 1.1 本課題的來源、基本前提條件和技術要求 . 1 1.2 本課題要解決的主要問題和設計總體思路 . 1 1.3 預期的成果 . 2 2 國內(nèi)外發(fā)展狀況及現(xiàn)狀的介紹 . 3 3 總體方案論證 . 4 4 具體設計說明 . 7 4.1 主減速器的設計 . 7 4.1.1 主減速器的結構型式 . 7 4.1.2 主減速 器主動錐齒輪的支承型式及安裝方法 . 9 4.1.3 主減速器從動錐齒輪的支承型式及安裝方法 . 10 4.1.4 主減速器的基本參數(shù)的選擇及計算 . 11 4.2 差速器的設計 . 14 4.2.1差速器的結構型式 . 14 4.2.2差速器的基本參數(shù)的選擇及計算 . 15 4.3 半軸的設計 . 16 4.3.1半軸的結構型式 . 16 4.3.2半軸的設計與計算 . 17 4.4驅(qū)動橋殼結構選擇 . 20 5 結論 . 21 參 考 文 獻 . 22 1 前言 1 全套圖紙， 扣扣 加 414951605 本課題是進行 民意汽車后驅(qū)動橋的設計 。 設計出小型民意汽車后驅(qū)動橋，包括主減速器、差速器、驅(qū)動車輪的傳動裝置及橋殼等部件，協(xié)調(diào)設計車輛的全局。 1.1 本課題的來源、基本前提條件和技術要求 a.本課題的來源：輕型載貨汽車在汽車生產(chǎn)中占有大的比重。驅(qū)動橋在整車中十分重要，設計出結構簡單、工作可靠、造價低廉的驅(qū)動橋，能大大降低整車生產(chǎn)的總成本，推動汽車經(jīng)濟的發(fā)展。 b.要完成本課題的基本前提條件是：在主要參數(shù)確定的情況下，設計選用驅(qū)動橋的各個部件，選出最佳的方案。 c.技術要求：設計出的驅(qū)動橋符合國家各項輕型貨車的標準 1，運行穩(wěn)定可靠，成本降低，適合本國路面的行駛狀況和國情。 1.2 本課題要解決的主要問題和設計總體思路 a. 本課題解決的主要問題：設 計出適合本課題的驅(qū)動橋。汽車傳動系的總任務是傳遞發(fā)動機的動力，使之適應于汽車行駛的需要。在一般汽車的機械式傳動中，有了變速器還不能完全解決發(fā)動機特性與汽車行駛要求間的矛盾和結構布置上的問題。首先是因為絕大多數(shù)的發(fā)動機在汽車上的縱向安置的，為使其轉矩能傳給左、右驅(qū)動車輪，必須由驅(qū)動橋的主減速器來改變轉矩的傳遞方向，同時還得由驅(qū)動橋的差速器來解決左、右驅(qū)動車輪間的轉矩分配問題和差速要求。其次，需將經(jīng)過變速器、傳動軸傳來的動力，通過驅(qū)動橋的主減速器，進行進一步 2 增大轉矩、降低轉速的變化。因此，要想使汽車驅(qū)動橋的設計 合理，首先必須選好傳動系的總傳動比，并恰當?shù)貙⑺峙浣o變速器和驅(qū)動橋。 b. 本課題的設計總體思路：非斷開式驅(qū)動橋的橋殼，相當于受力復雜的空心梁，它要求有足夠的強度和剛度，同時還要盡量的減輕其重量。所選擇的減速器比應能滿足汽車在給定使用條件下具有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。對載貨汽車，由于它們有時會遇到坎坷不平的壞路面，要求它們的驅(qū)動橋有足夠的離地間隙，以滿足汽車在通過性方面的要求。驅(qū)動橋的噪聲主要來自齒輪及其他傳動機件。提高它們的加工精度、裝配精度，增強齒輪的支承剛度，是降低驅(qū)動橋工作噪聲的有效措施 。驅(qū)動橋各零部件在保證其強度、剛度、可靠性及壽命的前提下應力求減小簧下質(zhì)量，以減小不平路面對驅(qū)動橋的沖擊載荷，從而改善汽車行駛的平順性。 1.3 預期的成果 設計出小型民意汽車的驅(qū)動橋，包括主減速器、差速器、驅(qū)動車輪的傳動裝置及橋殼等部件，配合其他同組同學，協(xié)調(diào)設計車輛的全局。使設計出的產(chǎn)品使用方便，材料使用最少，經(jīng)濟性能最高。 a. 提高汽車的技術水平，使其使用性能更好，更安全，更可靠，更經(jīng)濟，更舒適，更機動，更方便，動力性更好，污染更少。 b. 改善汽車的經(jīng)濟效果，調(diào)整汽車在產(chǎn)品系列中的檔次，以便改善其 市場競爭地位并獲得更大的經(jīng)濟效益 3 2 國內(nèi)外發(fā)展狀況及現(xiàn)狀的介紹 為適應不斷完善社會主義市場經(jīng)濟體制的要求以及加入世貿(mào)組織后國內(nèi)外汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展的新形勢，推進汽車產(chǎn)業(yè)結構調(diào)整和升級，全面提高汽車產(chǎn)業(yè)國際競爭力，滿足消費者對汽車產(chǎn)品日益增長的需求，促進汽車產(chǎn)業(yè)健康發(fā)展，特制定汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展政策。通過該政策的實施，使我國汽車產(chǎn)業(yè)在 2010 年前發(fā)展成為國民經(jīng)濟的支柱產(chǎn)業(yè)，為實現(xiàn)全面建設小康社會的目標做出更大的貢獻。政府職能部門依據(jù)行政法規(guī)和技術規(guī)范的強 制性要求，對汽車、農(nóng)用運輸車 (民意車及三輪汽車，下同 )、摩托車和零部件生產(chǎn)企業(yè)及其產(chǎn)品實施管理，規(guī)范各類經(jīng)濟主體在汽車產(chǎn)業(yè)領域的市場行為。民意汽車，在汽車發(fā)展趨勢中，有著很好的發(fā)展前途。生產(chǎn)出質(zhì)量好，操作簡便，價格便宜的民意汽車將適合大多數(shù)消費者的要求。在國家積極投入和支持發(fā)展汽車產(chǎn)業(yè)的同時，能研制出適合中國國情，包括道路條件和經(jīng)濟條件的車輛，將大大推動汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展和社會經(jīng)濟的提高。 在新政策 汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展政策 中， 在 2010 年前，我國就要成為世界主要汽車制造國，汽車產(chǎn)品滿足國內(nèi)市場大部分需求并批量進入國 際市場； 2010年，汽車生產(chǎn)企業(yè)要形成若干馳名的汽車、摩托車和零部件產(chǎn)品品牌；通過市場競爭形成幾家具有國際競爭力的大型汽車企業(yè)集團，力爭到 2010 年跨入世界 500 強企業(yè)之列，等等。同時，在這個新的汽車產(chǎn)業(yè)政策描繪的藍圖中，還包含許多涉及產(chǎn)業(yè)素質(zhì)提高和市場環(huán)境改善的綜合目標，著實令人鼓舞。然而，不可否認的是，國內(nèi)汽車產(chǎn)業(yè)的現(xiàn)狀離產(chǎn)業(yè)政策的目標還有相當?shù)木嚯x。自 1994 年汽車工業(yè)產(chǎn)業(yè)政策頒布并執(zhí)行以來，國內(nèi)汽車產(chǎn)業(yè)結構有了顯著變化，企業(yè)規(guī)模效益有了明顯改善，產(chǎn)業(yè)集中度有了一定程度提高。但是，長期以來困擾中國 汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展的散、亂和低水平重復建設問題，還沒有從根本上得到解決。多數(shù)企業(yè) 4 家預計，在新的汽車產(chǎn)業(yè)政策的鼓勵下，將會有越來越多的汽車生產(chǎn)企業(yè)按照市場規(guī)律組成企業(yè)聯(lián)盟，實現(xiàn)優(yōu)勢互補和資源共享。 3 總體方案論證 驅(qū)動橋的結構型式按齊總體布置來說共有三種，即普通的非斷開式驅(qū)動橋，帶有擺動半軸的非斷開式驅(qū)動橋和斷開式驅(qū)動橋。 圖 3-1 驅(qū)動橋的總體布置型式簡圖 (a)普通非斷開式驅(qū)動橋； (b)帶有擺動半軸的非斷開式驅(qū)動橋； (c)斷開式驅(qū)動橋 方案（一）：非斷開式驅(qū)動橋 5 圖 3-2 非斷開式驅(qū)動橋 普通非斷開式驅(qū)動橋 2，如圖 3-2，由于其結構簡單、造價低廉、工作可靠，最廣泛地用在各種載貨汽車、客車和公共汽車上，在多數(shù)的的越野汽車和部分轎車上也采用這種結構。它的具體結構是橋殼是一根支承在左、右驅(qū)動車輪上的剛性空心梁，而齒輪及半軸等所有的傳動機件都裝在其中。這時整個驅(qū)動橋、驅(qū)動車輪及部分傳動軸均屬簧下質(zhì)量，使汽車的簧下質(zhì)量較大，這是它的一個缺點。采用單級主減速器代替雙級主減速器可大大減小驅(qū)動橋質(zhì)量。采用鋼板沖壓 -焊接的整體式橋殼及鋼管擴制的整體式橋殼，均可顯著地減輕驅(qū)動橋的質(zhì)量 。 驅(qū)動橋的輪廓尺寸主要決定于主減速器的型式。在汽車的輪胎尺寸和驅(qū)動橋下的最小離地間隙已經(jīng)確定的情況下，也就限定了主減速器從動齒輪直徑的尺寸。在給定主減速器速比的條件下，如果單級主減速器不能滿足離地間隙要求，則可改用雙級結構。后者僅推薦用于主減速比大于 7.6 且載貨在 6t 以上的大型汽車上。在雙級主減速器中，通常是把兩級減速齒輪放在一個主減速器殼內(nèi)，也可以將第二級減速齒輪移向驅(qū)動車輪并靠近輪轂，作為輪邊減速器。在后一種情況下又有五種布置方案可供選擇。 方案（二）：斷開式驅(qū)動橋 6 圖 3-3 斷開式驅(qū)動橋 斷開 式驅(qū)動橋區(qū)別于非斷開式驅(qū)動橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左右驅(qū)動車輪的剛性整體外殼或梁 2。斷開式驅(qū)動橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運動，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨立懸架相匹配，故又稱為獨立懸掛驅(qū)動橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架橫梁或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯(lián)。主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅(qū)動車輪傳動裝置的質(zhì)量均為簧上質(zhì)量。兩側的驅(qū)動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此獨立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應地就要求驅(qū)動車輪的傳動裝置及其外殼或套管，作相應擺動 。所以斷開式驅(qū)動橋也稱為“帶有擺動半軸的驅(qū)動橋” 。 汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛平順性的主要因素，因汽車簧下部分質(zhì)量的大小，對其平順性也有顯著的影響。斷開式驅(qū)動的簧下質(zhì)量較小，又與獨立懸架相配合，致使驅(qū)動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性比較好，由此可大大地減小汽車在不平路面上行駛時的振動和車廂傾斜；提高汽車的行駛平順性和平均行駛速度；減小車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞，提高其可靠性及使用壽命。但是，由于斷開式驅(qū)動橋及與其相配的獨立懸掛的結構復雜，故這種結構主要 見于對行駛平順性要求較高的一部分及一些越野汽車上，且后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅(qū)動的重型越野汽車。 方案（三）：多橋驅(qū)動的布置 為了提高裝載量和通過性，有些重型汽車及全部中型以上的越野汽車都是采用多橋驅(qū)動，常采用 4 4、 6 6、 8 8 等驅(qū)動型式 2。在多橋驅(qū)動的情況下， 7 動力經(jīng)分動器傳給各驅(qū)動橋的方式有兩種。相應這兩種動力傳遞方式，多橋驅(qū)動汽車各驅(qū)動橋的布置型式分為非貫通式與貫通式。前者為了把動力經(jīng)分動器傳給各驅(qū)動橋，需分別由分動器經(jīng)各驅(qū)動橋自己專用的傳動軸傳遞動力，這樣不僅使傳 動軸的數(shù)量增多，且造 成各驅(qū)動橋的零件特別是橋殼、半軸等主要零件不能通用。而對 8 8汽車來說，這種非貫通式驅(qū)動橋就更不適宜，也難與布置了。 為了解決上述問題，現(xiàn)代多橋驅(qū)動汽車都是采用貫通式驅(qū)動橋的布置型式。 在貫通式驅(qū)動橋的布置中，各橋的傳動軸布置在同一縱向鉛垂平面內(nèi)，并且各驅(qū)動橋分別用自己的傳動軸與分動器直接聯(lián)接，而是位于分動器前面的或后面的各相鄰兩橋的傳動軸，是串聯(lián)布置的。汽車前后兩端的驅(qū)動橋（第一、第四橋）的動力，是經(jīng)分動器并貫通中間橋（分別穿過第二、第三橋）而傳遞的。其優(yōu)點是，不僅減少了傳動軸的數(shù)量，而且提高了各驅(qū)動橋零 件的相互通用性，并且簡化了結構、減小了體積和質(zhì)量。這對于汽車的設計（如汽車的變形）、制造和維修，都帶來方便。四橋驅(qū)動的越野汽車也可采用側邊式及混合式的布置。 經(jīng)上述分析，考慮到所設計的輕型載貨汽車的載重和各種要求，其價格要求要盡量低，故其生產(chǎn)成本應盡可能降低。另由于輕型載重汽車對驅(qū)動橋并無特殊要求，和路面要求并不高，故本設計采用普通非斷開式驅(qū)動橋。 4 具體設計說明 4.1 主減速器的設計 4.1.1 主減速器的結構型式 主減速器的結構型式，主要是根據(jù)其齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪 的安置方法以及減速型式的不同而異。 在現(xiàn)代汽車驅(qū)動橋上，主減速器采用得最廣泛的是“格里森”（ Gleason）制或“奧利康”（ Oerlikon）制的螺旋錐齒輪和雙面錐齒輪。 8 圖 4-1 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪傳動 (a)螺旋錐齒輪傳動； (b)雙曲面齒輪傳動 采用雙曲面齒輪。他的主、從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉。其空間交叉角（即將一軸線平移，使之與另一軸線相交的交角）也都是采用 90。主動齒輪軸相對于從動齒輪軸有向上或向下的偏移，稱為上偏置或下偏置。這個偏移量稱為雙曲面齒輪的偏移距。當偏移距大到一定程度 ，可使一個齒輪軸從另一個齒輪軸旁通過。這樣就能在每個齒輪的兩邊布置尺寸緊湊的支承。這對于增強支承剛度、保證齒輪正確嚙合從而提高齒輪壽命大有好處。和螺旋錐齒輪由于齒輪的軸線相交而使得主、從動齒輪的螺旋角相等的情況不同，雙曲面齒輪的偏移距使得主動齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺旋角。因此，雙曲面?zhèn)鲃育X輪副的法向模數(shù)或法向周節(jié)雖相等，但端面模數(shù)或端面周節(jié)是不等的。主動齒輪的端面模數(shù)或端面周節(jié)是大于從動齒輪的。這一情況就使得雙曲面齒輪傳動的主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪傳動的主動齒輪有更大的直徑和更好的強度和剛度。其增大的 程度與偏移距的大小有關。另外，由于雙曲面?zhèn)鲃拥闹鲃育X輪的直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合齒輪的當量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪當量曲率半徑為大，從而使齒面間的接觸應力降低。隨偏移距的不同，雙曲面齒輪與接觸應力相當?shù)穆菪F齒輪比較，負荷可提高至 175%。雙曲面主動齒輪的螺旋角較大，則不產(chǎn)生根切的最少齒數(shù)可減少，所以可選用較少的齒數(shù)，這有力于大傳動比傳動。當要求傳動比大而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪更為合理。因為如果保持兩種傳動的主動齒輪直徑一樣，則雙曲面從動齒輪的直徑比螺旋錐齒輪的要小，這對于主減速比 5.40 i的傳動有其優(yōu)越性。對中等傳動比，兩種齒輪都能很好適應。由于雙曲面主動齒輪螺旋角的增大，還導致其進入嚙合的平均齒數(shù)要比螺旋錐齒輪相應的齒數(shù)多，因而雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪沖動工作更加平穩(wěn)、無噪聲，強度也高。雙曲面齒輪的偏移距還給汽車的總布置帶來方便。 9 2122232425262728293031323335不涂漆34 圖 4-5 采用組合式橋殼的單級主減速器 減速型式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，但它主要取決于由動力性、經(jīng)濟性等整車性能所要求的主減速比 0i 的大小及驅(qū)動橋下的離地間隙、驅(qū)動橋的數(shù)目及布置型式等。 本設計采用組合式橋殼的單級主減速器（圖）。單級主減速器具有結構簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊及制造成本低等優(yōu)點。其主、從動錐齒輪軸承都直接支承在與橋殼鑄成一體的主減速器殼上，結構簡單、支承剛度大、質(zhì)量小、造價低。 4.1.2 主減速器主動錐齒輪的支承型式及安裝方法 10 圖 4-2 主動錐齒輪齒面受力圖 在殼體結構及軸承型式已定的情況下，主減速器主動齒輪的支承型式及安置方法， 對其支承剛度影響很大，這是齒輪能否正確捏合并具有較高使用壽命的因素之一。 圖 4-3 騎馬式支承 1-調(diào)整墊圈； 2-調(diào)整墊片 本設計采用騎馬式支承（圖 4-3）。齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承。騎馬式支承使支承剛度大為增加，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式 1/30以下。而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至 1/51/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高 10%左右。此外，由于齒輪大端一側前軸承及后軸承之間的距離很小，可以縮短主動錐齒輪軸的長度，使布置更緊湊，這有利于減小傳動軸夾角及整車 布置。騎 馬式支承的導向軸承（即齒輪小端一側的軸承）都采用圓柱滾子式的，并且其內(nèi)外圈可以分離，以利于拆裝。為了進一步增強剛度，應盡可能地減小齒輪大端一側兩軸承間的距離，增大支承軸徑，適當提高軸承的配合的配合緊度。 4.1.3 主減速器從動錐齒輪的支承型式及安裝方法 11 圖 4-4 主減速器從動錐齒輪的支承型式及安置辦法 主減速器從動錐齒輪的支承剛度依軸承的型式、支承間的距離和載荷在軸承之間的分布而定。兩端支承多采用圓錐錐子軸承，安裝時使它們的圓錐滾子大端相向朝內(nèi)，而小端相背朝外。 為了防止從動齒輪在軸向載荷作 用下的偏移，圓錐滾子軸承也應預緊。由于從動錐齒輪軸承是裝在差速器殼上，尺寸較大，足以保證剛度。球面圓錐滾子軸承（圖 4-4（ b）具有自動調(diào)位的性能，對軸的歪斜的敏感性較小，這在主減速器從動齒輪軸承的尺寸大時極其重要。 4.1.4 主減速器的基本參數(shù)的選擇及計算 主減速比0i,驅(qū)動橋的離地間隙和計算載荷，是主減速器設計的原始數(shù)據(jù)。 A. 主減速比0i的確定 主減速比對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當變速器處于最高檔 位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟性都有直接影響。0i的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比 Ti 一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌琽i下的功率平衡圖來研究0i對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數(shù)作最價匹配的方法來選擇0i值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 為了得到足夠的功率儲 備而使最高車速稍有下降，0i按下式計算 3： ghapr inrim a x0 )4 72.03 77.0( 14 式中： r 車輪滾動半徑， m； ghi 變速器最高檔傳動比； maxa 汽車最高車速； pn 發(fā)動 機最大轉速 ghapr inrim a x0 )4 72.03 77.0( 67.695.461.23400044.0443.0 根據(jù)所選定的主減速比oi值，確定主減速器的減速型式為單級。查表得汽車驅(qū)動橋的離地間隙為 200mm. B主減速齒輪計算載荷的計算 12 通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅(qū)動車輪打滑時這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉矩（jeT、jT）的較下者，作為載貨汽車和 越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。既 3： nKiTT TTLeje /0m a x 24 LBLBrj i rGT 2 34 式中：maxeT 發(fā)動機最大轉矩， mN ； TLi 由發(fā)動機到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比； T 上述傳動部分的效率，取 9.0T ； 0K 超載系數(shù)，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動的各類汽車取 10 K； n 該車的驅(qū)動橋數(shù)目； 2G 汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負載， N；對后橋來說還要考慮到汽車加速時的負荷增大量； 輪胎對路面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取85.0 ； r 車輪的滾動半徑， m； LB ， LBi 分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動輪之間的 傳動效率和減速比（例如輪邊減速器等）。 由式（ 4-2）、式（ 4-3）求得的計算載荷，是最大轉矩而不是正常持續(xù)轉矩不能用它作為疲勞損壞的依據(jù)。對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉矩是根據(jù)所謂平均牽引力來確定的，即主減速器從動齒輪的平均計算轉矩jmT（ Nm）為 4 )()( PHRLBLBrTajm fffni rGGT 44 式中：aG 汽車裝載總重 ， N； TG 所牽引的掛車滿載總重， N，但僅用于牽引車； Rf 道路滾動阻力系數(shù)； Hf 汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)； Pf 汽車或汽車列車的性能系數(shù)。 m a x)(1 95.0161 001eTAP T GGf 54 13 當 16195.0m a xeTaT GG時 取 0Pf 006.0015.019.067.604000)()( PHRLBLB rTajm fffnirGGT =22 mN C主減速齒輪基本參數(shù)的選擇 a.齒數(shù)的選擇 對于單級主減速器，當0i較大時，則應盡量使主動齒輪的齒數(shù) 1z 取得小些，以得到滿意的驅(qū)動橋離地間隙。當 0i6 時， 1z 的最小值可取為 5，但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強度， 1z 最好大于 5。取 61 z ， 342 z 5。 b.節(jié)圓半徑的選擇 可根據(jù)從動錐齒輪的計算轉矩（見式 4-4、式 4-5并取兩者中較小的一個為計算依據(jù)）按經(jīng)驗公式選出： 32 2 jd TKd 64 式中 dd 從動錐齒輪的節(jié)圓半徑， mm； 2dK 直徑系數(shù)，取 16132 dK； jT 計算轉矩， mN 。 mmTKd jd 422215 332 2 c.齒輪端面模數(shù)的選擇 2d 選定后可按式 22 / zdm 算出從動齒輪大端端面模數(shù)，并用下式校核： 3 jm TKm 74 式中 mK 模數(shù)系數(shù)。 2.134/42/ 22 zdm 2.1224.0 33 jm TKm d.齒面寬的選擇 汽車主減速器雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬 mmF 為： 2155.0 dF 84 mmdF 51.642155.0155.0 2 14 4.2 差速器的設計 4.2.1 差速器的結構型式 差速器選用對稱式圓錐行星齒輪差速器。其結構原理如圖（ 4-6）所示 6。普通對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼， 2 個半軸齒輪， 4 個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪等組成。其工作原理如圖所示。0為主減速器從動齒輪或差速器殼的角速度； 1 、 2 分別為左右驅(qū)動車輪或差速器半軸齒輪的角速度；3為行星齒輪繞其軸的自轉角速度。 圖 4-6 普通圓錐齒輪差速器的工作原理簡圖 當汽車在平坦路面上直線行駛時，差速器各零件之間無相對運動，則有 021 03 這時，差速器殼經(jīng)十字軸以力 P 帶動行星齒輪繞半軸齒輪中心作“公 轉”而無自轉（ 03 ）。行星齒輪的輪齒以 2/P 的反作用力。對于對稱式差速器來說，兩半軸齒輪的節(jié)圓半徑 r 相同，故傳給左、右半軸的轉矩均等于 2Pr/ ，故汽車在平坦路面上直線行駛時驅(qū)動左、右車輪的轉矩相等。 當汽車轉彎時，假如左右輪之間無差速器，則按運動學要求，行程長的外側車輪將產(chǎn)生滑移，而行程短的內(nèi)側車輪將產(chǎn)生滑轉。由此導致在左、右輪胎切線方向上各產(chǎn)生 一附加阻力，且它們的方向相反，如圖所示。當裝有差速器時，附加阻力所形成的力矩使差速器起差速作用，以免內(nèi)外側驅(qū)動車輪在地面上的滑轉和滑移，保證它們以不同的轉速 1 和 2 正常轉動。當然，若差速器工作時阻抗其中各零件相對運動的摩擦大，則扭動它的力矩就大。在普通的齒輪差速器中這種摩擦力很小，故只要左、右車輪所走路程稍有差異，差速器開始工作。 15 當差速器工作時，行星齒輪不僅有繞半軸齒輪中心的“公轉”，而且還有繞行星齒輪以角速度為3的自轉。這時外側車輪及其半軸齒輪的轉速將增高，且增高量為133 zz（3z為行星齒輪齒數(shù)， 1z 為該側半軸齒輪齒數(shù)），這樣，外側半軸齒輪的角速度為： 13301 zz 在同一時間內(nèi)，內(nèi)側車輪及其半軸齒輪（齒數(shù)為 2z ）的轉速將減低，且減低量為233 zz，由于對稱式圓錐齒輪差速器的兩半軸齒數(shù)相等，于是內(nèi)側半軸齒輪的轉速為： 13302 zz 由以上兩式得差速器工作時的轉速關系為 021 2 94 即兩半軸齒輪的轉速和為差速器殼轉速的兩倍。 由式（ 4-9）知： 當 02 時，01 2 ，或 當 01 時，02 2 當 00 時， 21 最后一種情況 00 ，有時發(fā)生在使用中央制動時，這時很容易導致汽車失去控制，使汽車急轉和甩尾。 4.2.2 差速器的基本參數(shù)的選擇及計算 由于差速器亮是裝在主減速器從動齒輪上，故在確定主減速器從動齒輪尺寸時應考慮差速器的安裝；差速器殼的輪廓尺寸也受到從動齒輪及主動齒輪 導向軸承支座的限制。 1差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 A行星齒輪的基本參數(shù)選擇 本載貨汽車選用 4個行星齒輪 7。 B行星齒輪球面半徑 )(mmRB 的確定 圓錐行星齒輪差速器的尺寸通常決定于行星齒輪背面的球面半徑 BR ，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐矩，在一定程度上表征了差速器的強度。 球面半徑可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定： 16 3jBB TKR 104 式中： BK 行星齒輪球面半徑系數(shù)； jT 計算轉矩， mN 。 mmTKR jBB 72252.2 33 BR 確定后，即可根據(jù)下式預選其節(jié)錐矩： BRA 99.098.00 114 mmRA B 86.6798.099.098.00 C行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇 選用行星齒輪齒數(shù)為 10，半軸齒輪齒數(shù)為 16。 D差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角 1 ， 2 ： 211 arctan zz； 122 arctanzz 124 式中： 1z ， 2z 為行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù) 10346ar c t anar c t an211 zz 80634ar ct anar ct an122 zz 再求出圓錐齒輪的大端模數(shù)： 22 011 0 s in2s in2 zAzAm 134 4.010s i n6 86.62s i n2s i n2 220110 zAzAm 節(jié)圓半徑 d 右下式求得： zmd 144 mmmzd 4.24.0611 mmmzd 6.134.03422 4.3 半軸的設計 4.3.1 半軸的結構型式 采用半浮式半軸。半浮式以靠近外端的軸頸直接支承在置于橋殼外端內(nèi)孔中的軸承上，而端部則以具有錐面的軸頸及鍵與車輪輪轂相固定。半浮式半軸承受 17 的載荷復雜，但它結構簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊、造價 低廉等優(yōu)點。 圖 4-7 半浮式半軸的結構型式與安裝 4.3.2 半軸的設計與計算 半軸的主要尺寸是它的直徑，設計與計算時首先應合理的確定其計算載荷。 半軸的計算要考慮以下三種可能的載荷工況： A縱向力 2X （驅(qū)動力或制動力）最大時（ 22 ZX ），附著系數(shù) 取 0.8，沒有側向力作用； B側向力 2Y 最大時，其最大值發(fā)生于側滑時，為 12Z ，側滑時輪胎與地面的側向附著系數(shù) 1 在計算中取 1.0，沒有縱向力作用； C垂向力最大時，這發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時，其值為dkgZ )( 2 ，dk是動載荷系數(shù)，這時沒有縱向力和側向力作用。 半浮式半軸的設計計算，應根據(jù)上述三種載荷工況進行 18 圖 4-8 半浮式半軸及受力簡圖 a 半浮式半軸在上述第一種 工況下 半軸同時承受垂向力 2Z 、縱向力 2X 所引起的彎矩以及由 2X 引起的轉矩rrX2 。 對左、右半軸來說，垂向力 LZ2 ， RZ2 為 wwRL gGmgZZZ 2 2222 154 式中： 2G 滿載靜止汽車的驅(qū)動橋?qū)λ降孛娴妮d荷， N； m 汽車加速和減速時的質(zhì)量轉移系數(shù)； wg 一側車輪（包括輪轂、制動器等）本身對水平地面的載荷， N。 NgGmgZZZwwRL 1 3 7 2 09 8 0 023 9 2 0 02.12 2222 縱向力按最大附著力計算，即 2 222 GmXX RL 164 式中： 輪胎與地面的附著系數(shù)。 NGmXXRL 1 8 8 1 68.023 9 2 0 02.12 222 左、右半軸所承受的合成彎矩 mNM 為 22222222 BBLL XZbXZbM 174 2222222222 1 8 81 61 3 72 01.0 BBLL XZbXZbM mN2329 轉矩為 rRrL rXrXT 22 184 44.01 8 8 1 622 rRrL rXrXT mN 04.8279 b 半浮式半軸在上述第二種載荷工況下 半軸只受彎矩。在側向力 2Y 的作用下，左、右車輪承受的垂向力 LZ2 、RZ2 和側向力 LY2 、 RY2 各不相等，而半軸所受的力為 19 wwLL gBhgGgZZ 21222 212 194 wwRR gBhgGgZZ 21222 212 204 12122 212 BhgGYL 214 12122 212 BhgGYR 224 式中： 2B 驅(qū)動車輪的輪矩， mm； gh 汽車質(zhì)心高度， mm； 1 輪胎與路面的側向附著系數(shù)； 980016500.160021239200212 2 1222 wwLL gBhgGgZZ N24108 98001650 0.16002123920021221222 wwRR gBhgGgZZ N4508 1650 0.160021239200212 12122 BhgGY L N33908 1650 0.160021239200212 12122 BhgGY R N5292 左、右半軸所受的彎矩分別為： bZYM LLL 22 234 bZYM RRR 22 244 mNbZYM LLL 2.3 1 4 9 71.02 4 1 0 83 3 9 0 822 20 mNbZYM RRR 8.1 1 0 3 41.04508529222 c半浮式半軸在上述第三種載荷工況下半軸只受垂向彎矩： bgGkMwdV 22 254 式中：dk 動載系數(shù)。 mNbgGkMwdV 24501.098002392005.22 2 4.4 驅(qū)動橋殼結構選擇 驅(qū)動橋橋殼是汽車上的主要零件之一，非斷開式驅(qū)動橋的橋殼起著支承汽車荷重的作用，并將載荷傳給車輪。作用在驅(qū)動車輪上的牽引力、制動力、側向力和垂向力也是經(jīng)過橋殼傳到懸掛及車架或車廂上。因此橋殼既是承載件又是傳動件，同時它又是 主減速器、差速器及驅(qū)動車輪傳動裝置（半軸）的外殼。 在汽車行駛過程中，橋殼承受繁重的載荷，設計時必須考慮在動載荷下橋殼有足夠的強度和剛度。為了減小汽車的簧下質(zhì)量以利于降低動載荷、提高汽車的行駛平順性，在保證強度和剛度的前提下應力求減小橋殼的質(zhì)量。橋殼還應結構簡單、制造方便以利于降低成本。其結構還應保證主減速器的拆裝、調(diào)整、維修和保養(yǎng)方便。在選擇橋殼的結構型式時，還應考慮汽車的類型、使用要求、制造條件、材料供應等。 選用可分式橋殼。它的結構如圖所示，整個橋殼由一個垂直結合面分為左右兩部分，每一部分均由一 個鑄件殼提和一個壓入其外端的半軸套管組成。半軸套管與殼體用