轻客驱动桥设计说明书

摘要

驱动桥位于传动系的末端，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。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,对于轻型客车尤为重要。

本次设计的轻客型号是中顺世纪微型轻客，参照传统设计方法进行设计。首先确定驱动桥的总体方案，再选择其主要部件的结构形式，比如主减速器采用单级主减速器，差速器采用对称式圆锥行星齿轮差速器，半轴选用的是半浮式半轴等。然后对各个部件的主要参数，结构尺寸和强度进行计算，满足设计的要求。本次设计所设计的单级主减速驱动桥，具有结构简单，工作可靠，造价低廉等特点。由此可见，采用传动效率高的单级减速驱动桥是轻型客车驱动桥的一个发展方向。

关键字：轻客；驱动桥；主减速器；差速器

Abstract

Drive axle is at the end of the transmission system of a vehicle, whose function is to reduce rotation speed, increase the torque from the drive shaft or transmission, and distribute it to the left and right driving wheels. As one of four important assemblies of the vehicles, the performance of the drive axles directly influences on the whole automobile, especially for the light buses.

The type of the light bus designed in this work is Zhongshun light passenger micro-century. Following the traditional design methods, we first determine the overall scheme of the drive axle, and then choose the structure of its main parts, such as the single-level main gearbox, the symmetry, circular cone, planetary gears differential, the semi-floating supporting haft shaft, etc. After that, the calculations of the various component’s main parameters, structure dimensions and stress are carried out to satisfy the design requirements. The designed drive axle which uses the single-level reduction gearbox ,has the simple structure, dependable work, construction cost inexpensive and other characteristics. Thus it can be seen,we found that using the single-level reduction gearbox, which has high transmission efficiency, has become development direction of the light bus.

Key words:light bus; drive axle; main reduction gearbox; differential

目录

第1章绪论 (1)

第2章驱动桥总体方案论证 (2)

第3章主减速器设计 (4)

3.1 主减速器简介 (4)

3.2 主减速器结构方案分析 (4)

3.2.1主减速器的齿轮类型 (4)

3.2.2主减速器的减速形式 (5)

3.2.3主减速器的主动锥齿轮的支承形式 (5)

3.3 主减速器的基本参数选择与设计计算 (6)

3.3.1主减速比的确定 (6)

3.3.2主减速器齿轮计算载荷的确定 (6)

3.3.3主减速器齿轮基本参数选择 (8)

3.3.4主减速器双曲面锥齿轮设计计算及强度校核 (10)

3.4主减速器齿轮的材料及热处理 (14)

3.5主减速器的润滑 (14)

第4章差速器设计 (16)

4.1 差速器简介 (16)

4.2差速器的机构形式的选择 (16)

4.3对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 (17)

4.4差速器齿轮主要参数的选择 (18)

4.5差速器齿轮的几何尺寸计算与强度校核 (20)

4.6差速器齿轮的材料 (22)

第5章驱动车轮的传动装置 (23)

5.1 车轮传动装置简介 (23)

5.2半轴的形式选择 (23)

5.3半轴计算载荷的确定 (24)

5.4半轴直径的选择 (24)

5.5半轴的强度计算 (25)

5.6半轴花键的强度计算 (25)

5.7半轴的结构设计及材料与热处理 (26)

第6章驱动桥壳设计 (28)

6.1驱动桥壳简介 (28)

6.2驱动桥壳结构选择 (28)

6.3驱动桥壳强度分析计算 (28)

第7章结论 (35)

参考文献 (36)

致谢 (37)

附录A (38)

附录B (45)

第1章绪论

本课题是中顺世纪轻型客车驱动桥的结构设计。故本说明书将以“驱动桥设计”内容对驱动桥及其主要零部件的结构型式与设计计算作一一介绍。

汽车驱动桥是汽车的重大总成，承载着汽车的满载簧荷重及地面经车轮、车架及承载式车身经悬架给予的铅垂力、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。汽车驱动桥结构型式和设计参数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。另外，汽车驱动桥在汽车的各种总成中也是涵盖机械零件、部件、分总成等的品种最多的大总成。例如，驱动桥包含主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置（半轴及轮边减速器）、桥壳和各种齿轮。由上述可见，汽车驱动桥设计涉及的机械零部件及元件的品种极为广泛，对这些零部件、元件及总成的制造也几乎要设计到所有的现代机械制造工艺。因此，通过对汽车驱动桥的学习和设计实践，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能。

课题所设计的客车最高车速V≥140km/h,发动机额定功率75KW，最大扭矩185Nm。

本课题的设计思路可分为以下几点：首先选择初始方案，微型客车一般采用后桥驱动，所以设计的驱动桥结构需要符合微型客车的结构要求；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。

所设计的客车驱动桥制造工艺性好、外形美观，工作更稳定、可靠。该驱动桥设计大大降低了制造成本，同时驱动桥使用维护成本也降低了。设计的产品达到了结构简单，修理、保养方便；机件工艺性好，制造容易的要求。

目前我国正在大力发展汽车产业,采用后轮驱动汽车的平衡性和操作性都将会有很大的提高。后轮驱动的汽车加速时，牵引力将不会由前轮发出，所以在加速转弯时，司机就会感到有更大的横向握持力，操作性能变好。维修费用低也是后轮驱动的一个优点，尽管由于构造和车型的不同，这种费用将会有很大的差别。如果你的变速器出了故障，对于后轮驱动的汽车就不需要对差速器进行维修，但是对于前轮驱动的汽车来说也许就有这个必要了，因为这两个部件是做在一起的。

所以后轮驱动必然会使得乘车更加安全、舒适，从而带来可观的经济效益。

第2章驱动桥总体方案论证

由于设计的是长5.07米，总质量2500KG的客车后驱动桥，要设计这样一个级别的驱动桥，一般选用非断开式结构以与非独立悬架相适应，该种形式的驱动桥的桥壳是一根支撑在左右驱动车轮的刚性空心梁，一般是铸造或钢板冲压而成，主减速器，差速器和半轴等所有传动件都装在其中，此时驱动桥，驱动车轮都属于簧下质量。

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面锥齿轮，主动小齿轮采用骑马式支承。

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。

①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。

②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，由于设计的驱动桥的传动比为4.556，小于6。所以选择非断开式中央单级减速驱动桥。

况且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，大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，在微型汽车上占有重要地位；

(2) 微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，微型汽车使用条件对汽车通过性的要求降低。因此，微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。

图1.1 单级减速驱动桥

第3章主减速器设计

3.1主减速器简介

主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。

3.2主减速器结构方案分析

3.2.1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，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。

图2.1主减速器齿轮传动形式

a）螺旋锥齿轮传动 b）双曲面齿轮传动 c）圆柱齿轮传动 d）蜗杆传动

双曲面齿轮传动，其主要特点是主，从动齿轮的轴线不相交而呈空间交叉。

其空间交叉角也都采用90°。

双曲面齿轮与螺旋锥齿轮相比由如下优点：

1）主动齿轮的端面模数大于从动齿轮，这就使双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮有更大的直径和更好的刚度及强度。

2）双曲面齿轮传动的主动齿轮直径及螺旋角都较大，所以想啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮为大，其结果使齿面的接触强度提高。

变大，则不产生根切的最小齿数可减少，故可选用3）双曲面主动齿轮的1

较少的齿数，有利于增加传动比。

4）采用双曲面齿轮作为驱动桥主减速器齿轮时，其偏移距还给汽车的总体布置带来方便。

5）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，因而更促使其工作平稳和无噪声。

6）如果两种传动的主动齿轮轴颈相等，则双曲面从动的直径比螺旋锥齿轮的小，这对于主减速比大于等于4.5的传动有优越性。

考虑到以上种种优点，再结合本次设计的车型，所以选用的是双曲面齿轮。

3.2.2主减速器的减速形式

主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。

由于本次设计车型主减速比小于6，一般采用单级主减速器，单级减速驱动桥产品的优势：单级减速驱动车桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺较简单，成本较低，是驱动桥的基本型，在大型和重型汽车上占有重要地位；

目前大型和微型汽车发动机向低速大扭矩发展的趋势使得驱动桥的传动比向小速比发展；随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，许多大，微型汽车使用条件对汽车通过性的要求降低，因此，大，微型汽车产品不必像过去一样，采用复杂的结构提高其的通过性；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，可靠性增加。3.2.3主减速器的主动锥齿轮的支承形式

主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量装配调整及轴承主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。

现代汽车主减速器主动锥齿轮的支撑形式有：悬臂式和跨置式支承。

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。

跨置式支撑的结构特点是，锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可以增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善。但是跨置式的支承必须在主减速器壳体上由支承导向轴承所需要的轴承座，从而使主减速器壳体结构复杂。跨置式支撑拆装困难，导向轴承是一个易坏的轴承。

本次设计采用悬臂式支撑。

3.3 主减速器的基本参数选择与设计计算

3.3.1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下的功率平衡田来研究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amax P 及其转速p n 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amax v 。这时i 0值应按下式来确定：

r p

0amax gh r n i =0.377v i

把n p =4300r/n , amax v =140km/h , r r =0.363m , i gh =1代入

初步计算出 i 0=4.571

根据计算结果和与参考本次设计车型，并考虑将确定的主、从动主减速器齿轮齿数，确定i 0=4.556。

3.3.2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

n K i T T T o TL e ce /max η???= m N ? （3-1） 式中 TL i ——发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低挡传动比，在此取3.835*4.556，此数据参考中顺世纪轻客车型；

max e T ——发动机的输出的最大转矩，

此数据参考考中顺世纪轻客车型在此取185m N ?；

T η——传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9；

n ——该汽车的驱动桥数目在此取1；

o K ——由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的

载货汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取o K =1.0，当性能系数p f >0时可取o K =2.0；

???

???????????<>??? ??=16T g m 0.195 016T g m 0.195 T g m 0.195-161001emax a emax a emax a 当当p f （3-2） a m ——汽车满载时的总质量在此取2500g K ；

所以 0.195250010185

?? =26>16 ∴ p f =-0.1〈0 即o K =1.0

由以上各参数可求Tce

Tce =185 4.556 1.00.9 3.8351

????=2909.13m N ? 2．按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cs T

LB LB r i r G T cs ?=η?/2 m N ? （3-3）

式中 2G ——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，预设后桥所承载14700N 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 r ——车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为185R14C ，滚动半径为

0.363m ；

LB η，LB i ——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 η取0.9，由于没有轮边减速器LB i 取1.0

所以LB LB r cs i r G T ?=η?/2=147000.850.3630.9 1.0

???=5039.65m N ? 3．按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cf T

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：

()m N )(?+=+??+P H R LB LB r T a cf f f f n

i r G G T η （3-4）

式中：a G ——汽车满载时的总重量，参考中顺世纪轻客车型在此取2500N ；

T G ——所牵引的挂车满载时总重量，N ，但仅用于牵引车的计算；

R f ——道路滚动阻力系数，对于客车汽车可取0.015~0.020；在此取

0.018

H f ——汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于客车汽车可取

0.05~0.09在此取0.08

p f ——汽车的性能系数在此取0；

LB η，LB i ，n ——见式（3-1），（3-3）下的说明。

所以 () )(P H R LB LB r T a cf f f f n

i r G G T +=+??+η =()25000.3630.0180.0800.9 1.01

?++??=98.82m N ? 式（3-1）～式（3-4）参考《汽车车桥设计》[1]式（3-10）～式（3-12）。

3.3.3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1z 和2z ，从动锥齿轮大端分度圆直径2D 、端面模数t m 、主从动锥齿轮齿面宽1b 和2b 、中点螺旋角β、法

向压力角α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商用车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。

根据以上要求参考《汽车设计》中表3-12 表3-13取1z =8 2z =39

1z +2z =47〉40

2.从动锥齿轮大端分度圆直径2D 和端面模数t m

对于单级主减速器，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

322c D T K D = （3-5）

2D K ——直径系数，一般取13.0～16.0

Tc ——从动锥齿轮的计算转矩，m N ?，为Tce 和Tcs 中的较小者

所以 2D =（13.0～16.0（185.58～228.41）mm

初选2D =210mm 则t m =2D /2

z =210/39=5.4mm 根据t m =3c m T K 来校核s m =5.4选取的是否合适，其中m K =（0.3～0.4）

此处，t m =（0.3～0.4（4.28～5.71），因此满足校核。

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223.0A b ≤，而且2b 应满足t m b 102≤，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：

22155.0D b ==0.155?210=32.55mm 在此取32mm 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1b =35.2mm

4.中点螺旋角β

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β时应考虑它对齿面重合度ε，轮齿强度和轴向力大小的影响，β越大，则ε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，ε应不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好，但β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β值以防止轴向力过大，通常取35°。

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。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。

6.法向压力角

加大压力角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，并使齿轮的端面重叠系数下降，一般对于双曲面齿轮来说，轻型客车可选用20°的压力角。

3.3.4主减速器双曲面锥齿轮设计计算及强度校核

（1）主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算

表1 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算用表

（2）主减速器双曲面齿轮的强度计算

1） 单位齿长上的圆周力

在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即

2

b P p = N ／mm (3-6) 式中：P ——作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩Temax 和最大附着力矩r r G ?2 两种载荷工况进行计算，N ；

2b ——从动齿轮的齿面宽，在此取32mm.

按发动机最大转矩计算时：

213

max 2

10b d i T p g e ?=N/mm （3-7） 式中：max e T ——发动机输出的最大转矩，在此取185m N ?；

g i ——变速器的传动比；

1d ——主动齿轮节圆直径，在此取43.2mm.

按上式3

185 3.835101026.4443.2322

p ??==? N ／mm 按最大附着力矩计算时：

223

22

10b d r G p r ?=? N ／mm （3-8） 式中：2G ——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还应考虑汽车最大加速时的负荷增加量，在此取14700N ；

?——轮胎与地面的附着系数，在此取0.85：

r r ——轮胎的滚动半径，在此取0.508m 按上式3

147000.850.363103369.6

p ???==1346.06N ／mm 在现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的20%～25%。经验算以上两数据都在许用范围内。其中上述两种方法计算用的许用单位齿长上的圆周力[p]都为2370.24N/mm 2

2）轮齿的弯曲强度计算

汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为

J

m z b K K K K T v m s ?????????=203102σ N/2mm （3～9） 式中： T ——该齿轮的计算转矩，N ·m;

0K ——超载系数；在此取1.0

s K ——尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关， 当ｍ6.1≥时，44.25m K s =

，在此s K =0.68 m K ——载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，m K ＝1.00～1.10式式支承时取1.10～1.25。支承刚度大时取最小值。

v K ——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向跳动精度高时，可取1.0;

b ——计算齿轮的齿面宽，mm;

z ——计算齿轮的齿数；

m ——端面模数，mm;

J ——计算弯曲应力的综合系数（或几何系数），它综合考虑了齿形系数。载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。计算弯曲应力时本应采用轮齿中点圆周力与中点端面模数，今用大端模数，而在综合系数中进行修正。按图2-1选取小齿轮的J ＝0.286，大齿轮J ＝0.25.

按上式1

2

2102909.1310.681

1328 3.8350.286 5.4

σ

?????

=

?????

＝483.22N/2

mm< 700N/2

mm

3

2

2

2102909.1310.681

135.239 5.40.25

σ

?????

=

????

=395.34N/2

mm<700N/2

mm 所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。

图3.2弯曲计算用综合系数J

3) 轮齿的表面接触强度计算

锥齿轮的齿面接触应力为

bJ

K

K

K

K

TK

d

C

v

f

m

s

p

j

3

1

10

2?

=

σN/2

mm(3-10) 式中：T——主动齿轮的计算转矩；

p

C——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.62

1

N/mm;

K，v K，m

K——见式(3-9)下的说明；

s

K——尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取1.0；

f

K——表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等），即表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等）。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取1.0

J——计算接触应力的综合系数（或称几何系数）。它综合考虑了啮合齿面的相对曲率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响，按图选取J=0.165

主、从动齿轮的齿面接触应力相等。所以均满足要求。

以上公式（3-6）～（3-10）以及图均参考《汽车车桥设计》［１］

3.4主减速器齿轮的材料及热处理

驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系的其它齿轮相比，具有载荷大，作用时间长，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。根据这些情况，对于驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：

①具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度；

②轮齿心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易于控制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减少生产成本并将低废品率；

④选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。

汽车主减速器用的螺旋锥齿轮与双曲面齿轮以及差速器用的锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi

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，当端面模数m〉8时为29～45HRC。

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0.005～0.010～0.020mm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。

3.5主减速器的润滑

主减速器及差速器的齿轮及其轴承，均应有良好的润滑，否则极易引起早期

磨损。其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承。通常是在从动锥齿轮的前端靠近主动齿轮处的主减速器壳内壁上设一专门的集油槽，后者将由旋转的齿轮甩出并飞溅到壳体前面内壁上的部分润滑油收集起来，再经过进油孔引至前轴承圆锥滚子小端处。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小端通向大端。而主动锥齿轮前轴承的前面应有回油孔，使经过前轴承的润滑油再流回驱动桥壳中间的油盆中。这样，由于润滑轴承的进出油孔畅通无阻，使润滑油得到循环，不仅可使轴承得到良好润滑，散热和清洗，而且可以保护前端的油封不会因润滑油有压力而漏油和损坏。

在设计中也要考虑有足够的润滑油能流进差速器，以保证其摩擦表面有良好的润滑，为此在差速器壳上都有通油口。为了防止因温度升高而使主减速器壳和桥壳内部压力增高，从而引起漏油，常在出减速器壳上装置通气塞。通气塞的位置应避开油溅及之处。

加油孔及塞应设在加油方便之处，油孔位置就是油面的位置。放油孔及塞应设在桥壳最低处，以便放油时能把油放尽，但也应考虑汽车在通过障碍时放油塞不致遭碰撞而脱落。

第4章差速器设计

4.1差速器简介

汽车在行驶过程中，车轮与路面存在着两种相对运动状态，即车轮相对路面的滚动和滑动，滑动将加速轮胎的磨损，增加转向阻力，增加汽车的动力消耗。因此，希望在汽车行驶过程中，尽量使车轮沿路面滚动而不是滑动，以减少车轮与路面的滑磨现象。

当汽车转弯时，内外两侧在同一时间内要移动不同的距离，外轮移动的距离比内轮移动的距离大。若两轮用一根轴刚性连接，即两轮只能以同一速度转动，则两轮要在同一时间内移动不同的距离，必然时边滚动边滑动，即使汽车在平路上直线行驶，也难以避免车轮与路面的滑磨现象。为了消除不良现象，汽车左右两侧的驱动轮分装两根半轴，并在两半轴之间安装差速器。差速器的功用就式在向两半轴传递动力时，允许两半轴以不同的转速旋转，以满足各轮不等距行驶的需要，从而满足汽车行驶运动学的要求。

4.2差速器的机构形式的选择

在驱动桥的设计中选择差速器的结构形式时，应当首先从所设计汽车类型及其使用条件出发，使所选用的那种结构形式的差速器，能够满足该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，对于在公路上行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动轮与路面的附着系数几乎没有差别，且附着较好，因此几乎都采用了结构结构简单，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车轮之间的所谓轮间差速器使用。

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。

根据本次所设计的车型以及使用条件，选择对称式圆锥行星齿轮差速器。