车桥设计说明书

前 言

汽车是现代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通运输工具。汽车工业已经成为国民经济的支柱产业，汽车业是一项资金密集、技术密集、人才密集、经济效益高综合性强的产业。汽车驱动桥是汽车传动系的一个重要系统,它影响着汽车的动力性和经济性。汽车驱动桥技术工艺，是衡量一个企业是否具有先进性，是否具备市场竞争力，是否能不断领先于竞争者的重要指标依据。随着我国汽车驱动桥市场的迅猛发展，与之相关的核心生产技术应用与研发必将成为业内企业关注的焦点。总体而言，现在汽车向节能、环保、舒适等方面发展的趋势，要求车桥向轻量化、大扭矩、低噪声、宽速比、寿命长和低生产成本。设计中我参考国内外汽车驱动桥设计结构形式，并结合课题要求得到最终设计方案。

我这次设计的任务是完成轿车后桥总成的设计。我采用圆弧锥齿轮作为单级主减速器减速齿轮，配用圆锥行星齿轮差速器，半轴为半浮式支撑半轴，驱动桥采用非断开式。

由于自己的水平和能力有限，再加上没有设计经验，因此在设计中还存在许多不足之处，希望老师不吝赐教，以便及时修改。

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第一章 驱动桥设计方案拟定

§1.1设计概述

一、驱动桥的组成

在一般的汽车结构中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置(半轴)及驱动桥壳等部件。 驱动桥的基本功用

1、将万向传动装置传来的转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动轮，实现降低转速、增大转矩；

2、通过主减速器锥齿轮副改变转矩的传递方向；

3、通过差速器实现两侧车轮的差速作用，保证内、外侧车轮以不同转速转向；

4、承受作用于路面和车架或车厢之间的垂向力、纵向力和横向力。 二、驱动桥设计的基本要求

1、选择合适的主减速比，以保证汽车在给定条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。

2、外廓尺寸要小，以保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性要求。 3、齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。 4、在各种载荷和转速工况下有高的传动效率。

5、具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或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、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。

7、结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修、调整方便。

8、驱动桥总成及零部件的设计应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。

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三、驱动桥的结构方案分析

驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。当驱动车轮采用非独立悬架时，驱动桥应选用非断开式；当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。

非断开式驱动桥（图1-1a及图1-1b）结构简单，制造工艺性好、成本低、工作可靠、维修调整容易，广泛应用于各种载货汽车、乘用车及多数的越野汽车上。但整个驱动桥属于簧下质量，对汽车的平顺性和降低动载荷不利。断开式驱动桥结构较复杂，成本较高，但它大大地增加了离地间隙；减小了簧下质量，从而改善了行驶时作用在车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；由于驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好，大大增强了车轮的抗侧滑能力；与之相配合的独立悬架导向机构设计的合理，可增加汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。

a b c

图1-1 驱动桥的总体布置式简图

a 普通的非断开式驱动桥，b 带有摇摆式半轴的非断开式驱动桥，c 断开式驱动桥

断开式驱动桥(图1-1c)：结构复杂，成本较高，但它大大增加了离地间隙；减小了簧下质量，从而改善了行驶平顺性，提高了汽车的平均车速；减小了汽车在行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；由于驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好，大大增加了车轮的抗侧滑能力；与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理，可增加汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。这种驱动桥在轿车和高通过性的越野汽车上应用相当广泛。

本设计根据所定车型及其动力布置形式（前置后驱）采用了非断开式驱

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动桥。

§1.2主减速器结构形式的确定

主减速器的结构形式，主要是依据其齿轮类型和主动齿轮的安装方法及减速形式的不同而异。 一、主减速器传动齿轮的类型

1、弧齿锥齿轮； 2、双曲面齿轮； 3、圆柱齿轮； 4、蜗轮蜗杆。

图1-2 螺旋锥齿轮传动

弧齿锥齿轮传动（上图）的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点。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，因此可以承受较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐由齿的一端连续而平稳地转向另一端，所以它工作平稳，噪声和振动小，能承受较大的负荷，制造也简单。但是弧齿锥齿轮对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍不吻合便会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮磨损和使噪声增大。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。

综上述，本设计采用螺旋锥齿轮传动。 二、主减速器的减速形式主要有：

单级主减速器； 双级主减速器； 双速主减速器；

单级（双级）贯通式主减速器； 单级（双级）主减速器附轮边减速器。

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等优

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点，因此，它广泛地用在主减速比小于等于7的各种中、小型汽车上。

根据本车总布置对传动比的要求。本设计采用单级主减速器（下图）。

图1-3 单机主减速器

注：计算得本设计主传动比为5.3＜7（见主减速器参数确定）。

§1.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案

一、主动锥齿轮的支承:分悬臂式支承和跨置式支承两种 悬臂式：

支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径的70%还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a。支承刚度除了与轴承行式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。

此支撑结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。

图1-4 主减速器主动锥齿轮支撑形式

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跨置式：

增加支承刚度，减小轴承负荷，改善齿轮啮合条件，增加承载能力，布置紧凑，但是主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。

本设计选用悬臂式支撑。 二、从动锥齿轮的支承

支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。 为了增加支承刚度，减小尺寸c＋d；为了增强支承稳定性，c＋d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%；为了使载荷均匀分配，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。

图1-5 主减速器从动齿轮支撑形式

图1-6 从动齿轮辅助支撑

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第二章 参考车型选择及基本参数确定

参考汽车型号：比亚迪 福莱尔，其技术参数如下： 基本参数 产地

整车总质量（kg） 外形尺寸 最高车速(km/h) 变速器 轴距(mm) 前轮距(mm) 后轮距(mm) 离地间隙(mm) 排量(L) 最大功率(Kw) 最大功率转速(rpm) 最大扭距(N·m) 最大扭距转速(rpm) 发动机特有技术 驱动方式

表2-1参考车型及主要参数 福莱尔0.8L 豪华型 国产 720

3605*1468*1470 118 4挡AMT 2300 1215 1200 150 0.796 29 5000 62 4500

单顶置凸轮轴水冷 前置前驱

福莱尔0.8L 标准型 国产 720

3605*1468*1470 118 4挡MT 2300 1215 1200 150 0.796 29 5000 62 4500

前单顶置凸轮轴水冷 前置前驱

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基本参数 前悬挂类型 后悬挂类型 前制动器类型 后制动器类型

福莱尔0.8L 豪华型 滑柱摆臂式独立悬架 螺旋弹簧式悬架 盘式 鼓式 155/65 R13 155 是轮胎的宽度为155毫米

65 是轮胎的扁平率

福莱尔0.8L 标准型 麦弗逊独立悬架 螺旋弹簧式悬架 盘式 鼓式

前轮胎规格

R 代表钢丝子午线轮胎 13 是轮毂的直径 13英寸 轮胎直径

155X0.65X2+13X25.4=531.7

155/65 R13

后轮胎规格 155/65 R13 155/65 R13

41:9（4.56） 43:9（4.78）

主传动比（可供选择） 37:9（4.11）

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设计选择参数如下：

项目

发动机(0.797)

变速器5速 (手动) 车轮轮胎型号

ig1=3.652 ig2= 2.08 ig3=1.25 ig4=1 ig5=0.789 后轮155/65 R13 前轮155/65 R13

车轮滚动半径(mm) 最高车速（km/h） 外形尺寸（mm） 轴距（mm） 前轮距（mm） 后轮距(mm)

（155X0.7X2+14X25.4）/2=286.3 100

3505*1428*1860 2300 1205 1200

表2-2 设计项目及参数 基本参数

额定功率：26.4Kw/5500r/min 最大转矩：52.6N.m/3500r/min

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第三章 主减速器设计

§3.1 主减速器的基本参数选择及设计计算

一、主减速i0比的确定

主减速比i0的大小，对主减速器的结构形式、轮廓尺寸及质量的大小影响很大，对汽车的动力性、燃油经济性有非常重大的影响，发动机的工作条件也和传动系的传动比有关为研究主减速比i0对动力性的影响，图给出了变速器位于最高挡时，在三种不同主减速比且i01Pe1T(PwPfPj) (3-1)

绘制的。式中：Pe—发动机功率； T—传动系的机械效率；

Pw—消耗在克服空气阻力上的功率； Pf—消耗在克服道路阻力上的功率；

Pj—功率储备；

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i0应按下式来确定：

i00.377

rrnpvamaxigH (3-2)

式中：rr—车轮的滚动半径，m；

nP—最大功率时的发动机转速，r/min； Vamax—汽车的最高车速，km/h； igH—变速器最高档传动比。

代入数据得i0=0.3770.203255005.299。加大功率储备取i0为5.30。.

1000.795二、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档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce

Tce式中：

Tce——计算转矩，Nm；

kdTemaxki1ifi0n (3-3)

Temax——发动机最大转矩:52.6Nm

n——计算驱动桥数，n=1；

if——分动器传动比，if=1； i0——主减速器传动比，i0=5.30； η——变速器传动效率，取η=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； i1——变速器最低挡传动比，i1=3.652； 代入式（2-1）， 有：

Tce=916.29Nm

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2、按驱动桥打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs

'G2m2rr Tcs (3-4)

imηm式中：

G2——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G2=

0.55×(660+750)×9.8=7599.9N的负荷（其中轴荷分配系数取0.55）；

'm2——汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，乘用车取1.2～1.4，商

用车取1.1～1.2。这里取m2=1.2；

'——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。这里取=0.85；

rr——车轮的滚动半径，即0.286m；

m，im——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，m取0.9，由于没有轮边减速器im取1.0，

'G2m2rr代入得：Tcs=2463.38Nm

imm3、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf

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：

TcfGarrimmnfRfHfP (3-5)

式中：Ga——汽车满载时的总重量，13818N；

对于轿车可取0.010~0.015；在此取0.012； fR——道路滚动阻力系数，

fH——汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，在此取0.08；

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fp——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，取0.9；

im——主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，取1；

n——驱动桥数。 所以

TcfGarrimmnfRfHfP

(3-6)

=403.98Nm 三、主减速器齿轮基本参数的选择

1、技术要求

（1)为了磨合均匀和得到理想的齿面重叠系数，应避免小齿轮根切和两齿轮齿数有公约数。

（2）为了得到理想的齿面重合度和高的齿轮弯矩强度，主、从动齿轮齿数和应不少于40。

（3）为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，对于乘用车Z1不小于9；对于商用车Z1一般不少于6。

（4）当主动比i0较大时，应尽量使Z1取得少些，以便得到满意的离地间隙。

（5）对于不同的主传动比，Z1和Z2应有适当的搭配。 2、齿数的选择

z19,z245

i0z2455.0

z19

3、从动齿轮大端分度圆直径D2和ms

根据经验公式初选 D2kD23Tc

13

(3-7)

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式中kD2为直径系数，一般取13.0~15.3，这里取14.0；Tc为从动锥齿轮的计算转矩，

Tc=min［Tce，Tcs］=916.29Nm；

代入数据得D2=135.98m

ms由下式计算

根据

m

s=

D2=3.02mm

(3-8)Z2

取3.02mm。

另外ms还要满足用下式校核： 式中：

mkTsm3c (3-9)

km—模数系数，取km=0.3～0.4；

代入得：ms=2.91～3.89，

ms=3.5mm在此数值范围内，满足要求。

4、主、从动齿轮的齿面宽b1和b2

对于从动锥齿轮齿面宽b2,推荐不大于其节锥矩A2的0.3倍,即

b20.3A2，b2亦应满足b210m。

汽车主减速器螺旋锥齿轮亦推荐b20.155D2，D2为从动锥齿轮大端分度圆直径。

b2=0.155D2=21.08mm 圆整为b2=22mm

一般螺旋锥齿轮副的小齿轮宽度比大齿轮宽度大10%，故小齿轮齿宽为24.2mm，圆整为b1=25mm.

5、螺旋角m

螺旋角齿轮的螺旋角是延齿变化的。较齿大端的螺旋角最大，通常所说的锥齿轮螺旋角是指轮齿中点的螺旋角，螺旋角的大小影响轴向重合系数，轮齿的强度和轴向力大小，重合系数r越大，同时参与啮合的齿数越多，传

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动愈平稳，噪音愈低。一般螺旋角过大，齿轮的轴向力也较大，因此，螺旋角应有一个适当的重合度系数，一般主减速器的螺旋角在35°~40°范围内，载重车为防止轴向力过大，一般采用35°螺旋角。（对于双曲面齿轮副，由于存在偏移距E,大小齿轮的螺旋角是不等的。其螺旋角为其平均值）。 设m1-m2=为偏移角，平均螺旋角=

m1m22

m12 m22

则主动齿轮螺旋角可按下式确定：m125050i033.720重合度就大，同时啮合的齿数也越多，传动就平稳，噪声低。但是过大，齿轮上受的轴向力也会过大。初选=35。

6、螺旋角方向的确定

锥齿轮螺旋角方向的选择是根据设计要求的轴向力方向确定的，要求在前进档时，主动齿轮轴向力的方向应使小齿轮紧靠在支承上，即离开锥顶的方向，这也是由大小齿轮相互分离的趋势以防卡住。由于以上原因，一般若发动机为顺时针旋转，主减速器的主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋。 7、法向压力角

法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少不发生根切的最少齿数。轿

车一般为19或20，本设计取=19

主减速器圆弧锥齿轮几何参数计算

表3-1 主减速器准圆弧锥齿轮几何尺寸计算用表（mm）

序号 （1） （2） （3） （4）

项目 小齿轮齿数 大齿轮齿数

模数齿宽

代号

公式、数值 9 45 3.5

Z1

Z2

m

b1，b2

b125，

b222（5） 齿顶高

ha ha1ha2m3.5

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（6）

节圆直径

d

d1mz131.5d2mz2157.5

（7） （8） （9） (10) (11)

齿高 齿根高 顶隙 节锥距 节锥角

h hf

h1h22.2m7.7 hf1hf21.2m4.2 c0.2m0.7

Rd1/2sin1d2/2sin280.38

c

R

1，2

df

1arctanz1/z211.32arctanz2/z178.7

(12) 齿根圆直径

ddf1f2mZ12.4mcos23.261mZ22.4mcos155.852

（13） 齿顶圆直径

da

da1d12mcos138.4da2d22mcos2158.88 19 90 35

(14) (15) (16) (17) (18)

法向压力角 轴交角) 螺旋角 齿根角 齿顶角







f

f1f2arctanhf/R3

a a1a2arctanha/R2.5

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§3.2 主减速器螺旋锥齿轮强度计算

在选好主减速器锥齿轮主要参数后，需按格里森公司推荐的表格或查用计算机软件计算锥齿轮的几何尺寸，之后进行强度计算，以保证其有足够的强度和寿命。

轮齿的损坏形式有多种，常见的有轮齿弯曲疲劳折断、过载折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。强度计算是检验设计可靠的方法之一，但一般的强度计算方法多是近似的，在实际设计中还要依据台架或道路试验及实际使用情况等来检验。

对于圆锥齿轮的验算性强度计算，因齿轮材质不同，其强度的计算方法也不同，一般主要是验算轮齿的弯曲应力和接触应力，弯曲强度表征轮齿的抗折断能力，接触强度表征齿面抗点蚀能力。 一、单位齿长圆周力

主减速器锥齿轮的表面耐磨性，常用轮齿上的单位齿长圆周力来估算，即

pF b2（3-10）

式中：F—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 G2rr两种载荷工况进行计算，N； b2—从动齿轮的齿面宽，mm。

按发动机最大转矩计算时：

p2kdTemaxkigifnD1b2103

（3-11）

式中：Temax——发动机最大转矩:52.6Nm

n——计算驱动桥数，n=1；

if——分动器传动比，if=1； η——变速器传动效率，取η=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；

ig——变速器传动比；

D1——主动齿轮节圆直径，mm。

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代入数据计算： p2kdTemaxkigifnD1b21032152.613.65210.9103498.94N/mm（3-12 ）

131.522 按最大附着力矩计算时：

2G2m'2rr3p10（3-13） D2b2imm代入数据得： p27599.91.20.850.2861031646.89N/mm

135.98220.9许用单位齿长上的圆周力[p](N/mm),见表3-4 表3-2 许用单位齿长上的圆周力[p]N/mm

参数 汽车类别 轿车 工艺提高后 893 1071.6～1116.25 536 643.2～670.0 321 385.2～401.25 893 1071.6～1116.25 0.85 Ⅰ档 Ⅱ档 直接档 p2kdTemaxkigifnD1b2103 轮胎与2G2m'2rrp103路面的D2b2imm附着系 数 在现代汽车设计中，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高出表3-2给出的许用值的20%～25%。

二、轮齿的弯曲强度计算

汽车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力为

w2TcK0KsKm103 N/mm2 （3-14）

KvmsbDJw

式中：Tc—该齿轮的计算转矩，N.m； K0—过载系数，取1；

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Ks—尺寸系数，Ks4m0.36； 25.4 Km—载荷分配系数，取1.0； Kv—质量系数，取1.0；

Jw—计算弯曲应力用的综合系数，主动齿轮取0.26，从动齿轮取0.24； 从动齿轮的计算弯曲应力为： ①按Tc=min[Tce，Tcs]计算 w2916.2910.361.013.522158.880.24103224.69N/mm2

②按Tcf计算 w2403.9810.361.010399.07N/mm213.522158.880.24

主动齿轮的计算弯曲应力为： TTczi0 G按Tc=minTce,Tcs计算时，

TzTcei916.29192.09N.m 0G5.30.9w2192.0910.361.013.525158.880.2610338.26N/mm2＜210MPa

三、轮齿接触强度计算 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为

Cp2TzK0KsKmKfjD 1K103vbJj式中：b—取b1和b2中的最小值；

j—齿面接触应力（MPa）；

D1—主动锥齿轮大端分度圆直径（mm）；

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3-15）

3-16）

3-17）

（（（

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Ks—尺寸系数，Ks4m0.36； 25.4 Kf—齿面品质系数，取1.0；

Cp—综合弹性系数，取232.6N1/2/mm； Jj—齿面接触强度的综合系数，取0.26；

其他参数同上（3-17）

按Tc=minTce,Tcs计算得

jCpD12TzK0KsKmKfKvbJj103232.62916.2910.36111032057.0438.41220.26MPa＜2800MPa

按Tc=TcF计算

jCpD12TzK0KsKmKfKvbJj103232.62403.9810.36111031365.8638.41220.26MPa＜1750MPa （3-18）

由以上计算可知：主减速器齿轮满足使用要求。

§3.3主减速器螺旋锥齿轮轴承的载荷计算

一、锥齿轮齿面上的作用力 齿面宽中点处的圆周力为

F2T （3-19） Dm2式中：T—作用在该齿轮上的转矩，N.m；

Dm2—从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径，mm；

Dm2D2b2sin2 （3-20）

从动齿面宽中点处的圆周力F2

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F22T2 （3-21） Dm2 Dm2D2b2sin2 （3-22） 式中：T2——从动齿轮上的转矩；

Dm2——从动齿轮齿面宽中点处的分度圆直径； D2——从动齿轮分度圆直径； b2——齿面宽； 2 ——从动轮节锥角。 代入得：

F22T22916.2916.02103N 3Dm2114.4110对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的。

二、圆锥齿轮的轴向力与径向力的计算

由以上可知，选取的主动齿轮螺旋方向是左旋，从动齿轮为右旋。则

主动齿轮： ——法向压力角 ——中点螺旋角。 ——节锥角。 F——切向力。 轴向力： FazF

tgsinsincos=12.22×103 （3-23）cosFtgcossinsin=4.32×103 （3-24）

cos径向力： FRz从动齿数： .....F——同上 轴向力： FacFtgsinsincos=-9.61×103 （3-25） cosFtgcossinsin=8.70×103 （3-26） cos径向力： FRc

以上计算中，公式中的节锥角，算小齿轮时用面锥角代替，算大齿轮使用根锥角代替。

21

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A

a b D2

C

D B

c

d

图3-2 单机主减速器轴承布置尺寸

三、锥齿轮轴承载荷

当锥齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，根据主减速器齿轮轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。图3-2为单级主减速器悬臂式支撑的尺寸布置图，各轴承载荷计算如下 轴承A：

FabFRzabFazDm14径向力： =5.53410 （3-27）

aa2a410轴向力：Faz5.401

22 轴承B：

FbFRzbFazDm1径向力：aa2a轴向力：零。

轴承C：

22=5.0955104 （3-28)

FacDm2FdFRcd104 径向力：=6.9655（3-29）cdcd2cd轴向力：Fac3.407×103

轴承D：

22 22

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2FacDmFcFRcc2径向力：=6.738104 （3-30）cdcd2cd2轴向力：零。

§3.4 齿轮材料的选择

汽车驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮比较，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点，是传动系中的薄弱环节。驱动桥齿轮材料应满足如下要求：

1、具有高的弯曲疲强度和表面接触疲劳强度，齿面具有高的硬度以保证有高的耐磨性；

2、轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断；

3、锻造性能、可加工性及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制；

4、选择齿轮材料时，尽量少用含镍、铬元素的材料，而是选用含锰、钒、硼、钛等元素的合金钢。

汽车主减速器与差速器齿轮基本上都是用渗碳合金钢制造。我国目前用于制造主减速器锥齿轮的合金钢是：20CrMnTi、22CrNiMo和16SiMn2WmoV。为了减少镍铬元素的消耗，近年来我国采用新材料20MnVB和20MnTiB作为驱动桥的齿轮材料。

渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量很高的硬化层，具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这种材料的弯曲强度，表面接触强度和承受冲击的能力较好。

为改善新齿轮的磨合，防止其在运行初期出现早期磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理及精加工后，均作厚度为0.0050.020mm的磷化处理或镀铜，镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高轮齿寿命的25%。对于滑动速度高的齿轮可渗硫处理，以提高其耐磨性。渗硫后摩擦系数可显著降低，这样即使润滑条件较差，也能防止齿面擦伤，咬死和胶合。

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第四章 差速器设计

§4.1差速器原理

差速器由行星齿轮、行星齿轮轴、半轴齿轮、差速器壳体组成。如下图所示。

1、2-半轴齿轮 3-差速器壳 4-行星齿轮 5-行星齿轮轴 6-主减速器从动齿轮

A、B分别为两半轴齿轮与行星齿轮啮合点，C为行星齿轮回转中心，它们到差速器轴线的距离相等，当行星齿轮随差速器转动时，三点圆周速度相等，此时差速器不起作用，而半轴角速度与差速器壳体的角速度相等。当行星齿轮绕行星齿轮轴以角速度自转时，A、B两点的线速度为

1r0rcr两式相加有1220

2r0rcr

即左、右两半轴齿轮转速之和总是等于差速器壳体转速的２倍。 在齿轮差速器中，由主减速器传来的转矩M0，经差速器壳、行星齿轮轴和行星齿轮传给半轴齿轮。行星齿轮相当于一个等臂杠杆，而两半轴齿轮的半径相等。因此，当行星齿轮无自转时，总是将转矩M0平均分配给左、右两半轴齿轮，即M1＝M2＝M0/2。

如果行星齿轮自转，设1>2,设行星齿轮所受摩擦力距Mr与其转向相反，此力矩使转速快的半轴转矩M1减小，使转速慢的半轴转矩M2增大。因此，当左、右驱动轮存在转速差时， M11M0Mr （4-1） 2 24

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M21M0Mr （4-2） 2左、右车轮上的转矩之差等于差速器内的摩擦力矩Mr。 差速器性能常以锁紧系数K表示

KM2M1Mr M0M0差速器内摩擦力矩Mr与其输出转矩M0之比第一位差速器锁紧系数K，快慢半轴的转矩之比M2/M1定义为转矩比，以Kb表示

KbM2/M11K 1K目前广泛使用的对称式锥齿轮差速器的内摩擦力矩很小，其锁紧系数

K0.05，转矩比Kb1.11.4。可以认为，无论两半轴转速是否相等，0.15差速器都可将传动转矩平均分配到左、右两半轴上。

§4.2差速器的形式

齿轮式差速器分为圆锥齿轮式和圆柱齿轮式两大类，其中两半轴齿轮直径相等的称为对称式差速器，直径不相等的称为不对称式差速器。不对称式差速器只用在具有高越野性能汽车的各驱动桥之间，使驱动桥间扭矩的分配与该桥上锁受载荷成正比。同一驱动桥上左、右驱动轮之间的差速器都为对称式，其中对称式圆锥齿轮差速器结构简单、效率高等优点，且其工作性能可满足一般要求，目前正被广泛应用。

对称式圆锥齿轮差速器，常以锁紧系数表征差速器性能。 KM2M1Mr （4-3） M0M0又M1M2M0、M1则

11、MMM0rM0Mr 222

M21K （4-4） M11K锁紧系数K取决于内摩擦力矩Mr,一般K=0.05～ 0.15。

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§4.3普通锥齿轮差速器齿轮的设计

一、差速器齿轮主要参数选择

1、普通锥齿轮差速器性行星的个数，n=2.

2、行星齿轮背面的球面半径Rb，反映了差速器锥齿轮的大小和承载能力。

RKTbb3d （4-5）

Kb—行星齿轮球面半径系数，Kb2.53.0

Td—差速器计算转矩，（N.m），Td=min[Tce,Tcs]=916.29

代入得RbKTb3d29.14mm

3、锥齿轮的节锥矩A0

A0=(0.98～0.99)Rb=0.9829.14=28.56mm

4、行星齿轮和半轴齿轮齿数的确定

为了使齿轮有较高的强度，其轮齿应取较大模数，因此行星齿轮的齿数

Z1应尽量少，但Z1一般不少于10个。半轴齿轮齿数Z2采用14～25个，大多

数汽车差速器的半轴齿与行星齿轮齿数比在1.5～2.0范外内，但应指出，这里有一些装配关系，即两半轴齿轮齿数和应是行星齿轮个数的整数倍，否则将不能装配。

行星齿轮齿数 Z110 半轴齿轮齿数 Z215 5、行星齿轮和半轴齿轮节锥角和模数的确定 行星齿轮节锥角：1arctan半轴齿轮节锥角：2arctan锥齿轮大端端面模数：m取m3

6、压力角

目前汽车差速器的齿轮大多采用22°30ˊ压力角，齿高系数等于0.8的

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Z133.7 （4-6）

Z2Z256.3 （4-7）

Z12A02sin1A0sin23.17 （4-8） Z1Z2车辆与动力工程学院毕业设计说明书

齿形，最小齿数可减少到10。

7、参数计算

Z110， Z215， 2230ˊ，  ha0.8， C0.3， m=3

xmaxhaZ1sin0.063 取 0.06

2cos1则变位系数 x1x20.06

行星齿轮半轴齿轮的几何参数入表所示：

表4-1行星齿轮半轴齿轮的几何参数表

项目 齿数

行星齿轮 10

半轴齿轮 15

大端模数 分度圆锥角

3 3

1arctanZ133.7Z2

2arctanZ256.3Z1

分度圆直径 齿顶高

d1mZ130mm ha1hax1m2.58mm

d2mZ245mm

ha2haCx2m3.3mm df2mZ22haCx2mcos241.2mm齿根圆直径

df1mZ12haCx1mcos124.31mm

齿高

h122haCm3.8mm

h122haCm3.8mm

锥矩

R1m22Z1Z227mm2

R2m22Z1Z227mm2

齿根角

tgf1hf17.6 Rtgf2hf27.6 R齿顶角

a16.3

a11f141.3

a26.3

a22f263.9

顶锥角

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根锥角

f11f126.1

f22f248.7

8、行星齿轮轴直径及支承长度的确定

T0103行星齿轮轴直径：d =14.9 （㎜） （4-9）

1.1cnrd示中： T0—差速器设计要去传递的扭矩。（Nm） n—行星轮个数

c—支承面许用挤压应力 （N/mm2） rd—行星齿轮支承面中点到锥顶的距离（㎜） 支承长度 L=1.1d 挤压应力≤98N/mm2

d=9.6㎜ ， 取d=20㎜， L=22mm ， 二、差速器齿轮强度计算

差速器齿轮的尺寸受结构的限制，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传动状态，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计算。齿轮弯曲应力为：

w2Tckskm 103 （4-10）

mnJkvb2d2式中：Tc—半轴齿轮计算扭矩

n—行星齿轮个数

b2 —半轴齿轮齿宽（㎜）

d2—半轴齿轮较大分度圆直径（㎜）

ks、km、kv—修正系数，与主减速器齿轮计算相同。

J—综合系数，差得J=0.225(用滚切法在刨齿机上加工)

w2Tckskm 103253.9N/mm2980N/mm2 （4-11）

kvmb2d2nJ

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第五章 半轴和桥壳的设计

§5.1半轴设计

一、半轴的安装型式

半轴用来传递扭矩，其内端有花键与半轴齿轮连接，外端有凸缘或由花键与凸缘连接带动车轮，一般为实心轴。

半轴的安装型式主要有：全浮式、半浮式和3/4浮式三种。

全浮式半轴将驱动轮轮毂用两个轴承支承在桥壳上，车轮中心线在两轴承中间，半轴不仅承受车重，又承受扭矩，这种型式多用于载重汽车和总质量较大的轿车。

半浮式半轴的支撑轴承位于半轴套管外端的内孔中，车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩外，其外端还承受由路面对车轮的反力所引起的全部力和力矩。其机构简单，所受载荷较大，只用于乘用车和总质量较小的商用车上。

3/4浮式试办轴轮故只有一个轴承支承桥壳，车轮中心线之间有一段距离，因此半轴出手扭矩外，还受一部分弯矩，一般只用于乘用车和总质量较小的商用车上。

本设计选用半浮式半轴。 二、半浮式半轴的设计计算

计算时首先应合理地确定作用在半轴上的载荷，应考虑到以下三种可能的载荷工况；

1、纵向力Fx2（驱动力或制动力）最大和侧向力Fy2为0； 2、侧向力Fy2最大和纵向力作用Fx2为0；

3、汽车通过不平路面，垂直力Fz2最大，纵向力Fx2为0，侧向力Fx2为0。 半浮式半轴在上述第一种载荷工况下

'纵向力Fx2最大，侧向力Fy2为0；此时垂向力Fz2m2G2/2=4559.94 N，'纵向力最大值Fx2Fz2=3647.95 N，计算时m2取1.2，0.8。

半轴弯曲强度应力和扭转切应力为

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32aFx22Fz22 （5-1） 3d

16Fx2rr（5-2）

d3

a为轮毂支撑轴承到车轮中心平面之间的距离。 286.5MPa 139.89MPa 合成应力h=242=400.45mpa

侧向力Fy2最大，纵向力Fx2=0，此时意味着发生侧滑外轮胎的垂直反力

Fz2o和内轮胎上的垂直反力Fz2i分别为

Fz2oG2(0.5

hgB21)

（5-3）

Fz2iG2Fz2o （5-4）

式中，hg为汽车质心高度；B2为轮距；1为侧滑附着系数，计算时取1.0

Fz2o=5699.9N

F z2i=1900N

外轮上的侧向力Fy2o和内轮上的侧向力Fy2i分别为

Fy2o=Fz2o1

FF y2i=y2i1

这样，外轮半轴的弯曲应力0和内轮半轴的弯曲应力i分别为

0i32(Fy20rrFz20a)d332(Fy2irrFz2ia)209.6024 （5-5）

d3210.772 （5-6）

汽车通过不平路面垂向力Fz2最大，纵向力Fx2为0，侧向力Fy2也为0，此时垂直力最大值Fz2为

Fz21（5-7） kG22

式中，k为动载系数，轿车：k=1.75，货车：k=2.0，越野车：k=2.5

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Fz26649.913N

半轴弯曲应力为

32FZ2a （5-8） 326.3MPaddd

半轴与半轴齿轮常用花键连接，一般采用键开鲜花键。

半轴多用40Cr或40MB制造,在中、现行汽车上不少采用40或45号钢制造，此时应用中频淬火，试办轴具有适当的硬化层，并在表面形成大的残余应力，从而大大提高了半轴的静扭强度和疲劳强度，这里采用45号钢。 三、半轴齿轮花键基本尺寸（见《机械设计手册》第三卷）

选用矩形花键，规格：NdDB621255

N——键数 ； d——小径 ；

D——大径 ； B——键宽 。

键长有效长度L——57mm； 作用齿槽宽最小值amin——2.0； 键齿倒角C——0.3； 键槽倒角a——0.2； 配合公差： d21H10H7 D25 f7a10H11 d11 B5§5.2桥壳设计

一、技术要求

驱动桥壳为一空心梁，它将车体上的重力传到车轮并将作用在车轮上的牵引力、制动力、侧向力传给悬架、车架。驱动桥壳又是主减速器、差速器、半轴的装配机体，制动器地板或制动钳固定与其上。驱动桥壳除受上述作用力外，还受牵引或制动时产生的反作用转矩。

驱动桥壳应满足如下要求：保护装与其上的传东西部件和防止泥水进入；具有足够的强度和使用寿命，质量与要小;具有高的刚度，二保证主减速器齿

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轮啮合的正常工作和不是半轴产生附加弯曲应力；保证足够的离地间隙；结构工艺性好，陈本低；拆装，保养，为许方便。 二、驱动桥壳型式和强度计算

桥壳大体可分为可分式，整体式和组合式三种形式。

1、整体式桥壳的强度和刚度较大，主减速器拆装，调整方便。整体式桥壳按制造工艺方法的不同，有可分为冲压焊接式，扩张成型式和铸造式三种。由于钢板冲压焊接式桥壳具有质量小，工艺简单，材料利用率高，抗冲击性好，成本低等优点，并使用与大批量生产，在轻型货车和轿车上得到了广泛的应用，本次设计采用此种类型。

2、强度计算

后桥壳在承受垂直载荷时（汽车前进式汽车产生侧滑时）会产生垂直弯曲，汽车制动时，桥壳会产生水平弯曲，同时桥壳在工作是含要陈受扭矩作用。因此计算或桥壳的强度时，必须对它所受到的这些载荷进行分析，计算时通常把后桥看成一个钢管，以他在前进时承受车轮作用的反力为最大应力来计算。本次设计参考BT130的结构，由于其强度完全可以满足要求，故其强度小和无须在计算。

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结 论

时间飞逝，几个月的毕业设计已接近尾声。

总体来说，这几个月是忙碌而又充实的。对于这段时间的学习和设计情况作一次详尽、实际的总结。整个设计工作过程整体上是紧张、有序的，在赵伟老师的认真、耐心、详尽的指导下，在同学们营造的良好氛围中，自己才能十分顺利的做好此次毕业设计。此设计主要是汽车后桥的总成设计，在细节方面我暴露了许多问题，主要是对本专业的知识的掌握不太牢固，设计过程中很少考虑产品的优化设计和加工工艺。另外缺少实际经验，对一些零件的设计仅凭想象。所以我要在以后的学习和工作中对这方面的问题更加注意，更加深入，务实。

第一次自己主导的整体设计过程，问题是存在的，可收获也是令人欣喜的。学会了设计产品的基本过程，学会了怎样发现问题、思考问题、解决问题、处理设计过程中突然遇到的问题 ，更加深刻认识到了团队精神。我想这在工作过程中是最基本的但也是最重要的。毕业设计是工作、之前的一次总练兵。所谓温故而知新，在复习到旧知识的同时，还接触到许多新东西，不但如此，还把以前所学知识系统联系在一起，时而还会有些新鲜的想法，虽然这种设计想法可能是不成熟的，甚至是不可行的，但这还是令人鼓舞的，因为老师经常鼓励我们要有创新意识，唯有创新才能生存。

通过本次设计，我更加了解自己，使自己对自己有一个正确的定位，在以后的工作和学习中发扬优点，克服缺点，唯有如此才能有所进步，有所提高，有所突破。

在本次设计中，由于实践少，个人能力有限，设计还存在许多不合理的地方，但我相信，随着时间的推移，我会变得更加成熟的。

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参考文献

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[15] 杨坤怡主编. 制造技术.北京：国防工业出版社，2006.

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致 谢

伴随着几个月的毕业设计的结束，四年的大学生活也接近尾声，回顾几年的大学生活，心中常泛起阵阵波澜。相比四年前，在各方面我都有了很大的进步，无论是做人还是做学问上我觉得自己已经上升了一个档次。欣慰之余，感激之情油然而生，我要感谢的人实在太多了：我的老师，我的同学以及所有关心支持我的人，是他们在我成长的过程中不过的鼓励、支持。今天的我已不是昨天的那个我，但今天的我不会也不能忘记昨天那么多的人对我的无私和真诚的帮助。

毕业设计即将结束，毕业设计是全面检测所学知识，理论和实际初步结合的总练兵也是查漏补缺，巩固所学知识的一个重要环节，可以说在大学四年的大学生活中起到举足轻重的作用。在这次毕业设计中特别要感谢的是我的指导老师赵伟老师，在他的耐心、细致指导下，我能按时完成任务，是他孜孜不倦、诲人不倦的精神让我知道做什么事都要尽职尽责，在他身上我深深体会到做人、做学问之间的关系，再次向赵伟老师表示深深的感谢。

另外也向校图书馆、学院资料室以及车辆和交通实验室的老师们表示感谢，是他们的辛勤劳动才能让我们能够看到最新的、最实用的图书资料，让我们看到实物，更好的完成设计任务。同时也向我们组的其他同学致谢！

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