微型货车驱动桥设计【毕业论文】【汽车专业】

哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） I 摘 要 驱动桥位于传动系末端，其基本功用是增矩、降速，承受作用于路面和车架或车身之家的作用力。它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于载重汽车显得尤其重要。当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载重汽车的快速、重载的高效率、高效益的需要时，必须搭配一个高效、可靠的驱动桥，所以采用传动效率高的单级减速驱动桥已经成为未来载重汽车的发展方向。驱动桥设计应主要保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。本设计根据给定的参数，按照传统设计方法并参考同类型车确定汽车总体参数，再确定主减速器、差速器、半轴、和 桥壳的结构类型，最后进行参数设计并对主减速器主从动齿轮、半轴齿轮和行星齿轮进行强度以及寿命的校核。驱动桥设计过程中基本保证结构合理，符合实际应用，总成纪律部件的设计能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，维修保养方便，机件工艺性好，制造容易。 关键词 ： 微型货车；驱动桥；主减速器；差速器 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） II Abstract Drive axle is at the end of the powertrain, and its basic function is increasing the torque and reducing the speed, bearing the force between the road and the frame or body. Its performance will have a direct impact on automobile performance. Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed, heavy-loaded, high efficiency ,high benefit today ， heavy truck , must exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the heavy truck ， developing tendency . drive axle should be designed to ensure the best dynamic and fuel economy on given condition . According to the design parameters given , firstly determine the overall vehicle parametres in accordance with the traditional design methods and reference the same vehicle parameters , then identify the main reducer , differential , axle and axle housing structure type , finally design the parameters of the main gear ,the driven gear of the final drive, axle gears and spiral bevel gear and check the strength and life of them. In design process of the drive axle ,we should ensure a resonable structure , practical applications, the standardization of parts , components and products ， univertiality and the seralization and change , convenience of repair and maintenance , good mechanical technology ,being easy to manufacture. Key words: light truck ； drive axle ； single reduction ；final drive 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） III 目 录 摘要 . I Abstract . II 第 1 章 绪 论 .1 1.1 课题研究的意义和目的 .1 1.2 国内外研究现状及发展趋势 .2 1.3 本论文研究的主要内容 .2 第 2 章 驱动桥方案拟定 .3 第 3 章 主减速器设计 .4 3.1 主减速器结构形式及选择 .4 3.2 主减速器 主、从动锥齿轮的支承方案 .6 3.3 主 减速 齿轮类型 .6 3.4 主减速器 从动锥齿轮基本参数的选择与计算 .8 3.4.1 主减速器比的确定 .8 3.4.2 主减速器齿轮计算载荷的确定 .8 3.4.3 锥齿轮主要参数的选择 .10 3.4.4 主减速器锥齿轮的材料 .13 3.4.5 主减速器 弧齿锥齿轮的几何尺寸计算 .13 3.4.6 主减速器弧齿锥齿轮的强度计算 .17 3.5 轴承疲劳寿命计算 .22 第 4 章 差速器设计 与计算 .24 4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的工作原理 .25 4.2 差速器齿轮的主要参数选择 .26 4.3 差速器齿轮的材料 .28 4.4 差速器齿轮几何尺寸计算 .28 4.5 差速器齿轮强度计算 .32 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） IV 4.5.1 差速器齿轮 弯曲疲劳强度计算 .32 4.5.2 差速器齿轮 齿面疲劳强度 计算 .33 第 5 章 半轴设计 与计算 .36 5.1 半轴结构形式的选择 .36 5.2 半轴 基本参数计算与校核 .37 5.3 半轴的材料选择与热处理 .39 第 6 章 驱动桥桥壳的设计 .40 6.1 桥壳的结构型式选择 .40 6.2 桥壳的 结构设计与计算 .42 6.2.1 桥壳的静弯曲应力 分析与 计算 .42 6.2.2 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算 .44 6.2.3 汽车以最大牵引力行驶时桥壳的强度计算 .44 6.2.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算 .46 结论 .49 参考文献 .50 致谢 .51 附录 .52 附录 1外文文献中 文翻译 .52 附录 2外文文献原文 .54 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 1 - 第 1 章 绪论 1.1 论文研究的意义和目的 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；驱动桥还传递着传着传动系中最大的转矩，桥壳还承受着反作用力矩。驱动桥结构形式和设计参数除对汽车的可靠性和耐久性有重要影响外，也对汽车的行驶性能入动力性、经济型、平顺性、通过性、机动性和操作稳定性等有直接的影响 。另外，汽车驱动桥在汽车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、桥壳及各种齿轮。 由上述可见，汽车驱动桥设计涉及的机械了部件及元件的品种极为广泛，对这些零部件、元件及总成的制造业几乎要涉及到所有现代机械制造工艺。因此，通过对汽车驱动桥的学习和设计实践，也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。 驱动桥的结构型式与驱动车轮的悬挂形式密切相关。当驱动车轮采用非独立悬架时，都是采用非断开式（整体式）驱动桥；当驱动车轮 采用独立悬架时，则配以断开式驱动桥。与非断开式驱动桥相比较，断开式驱动桥能显著减少汽车簧下质量，从而改善汽车行驶平顺性，提高了平均行驶速度；减少了其侧滑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；增加了汽车的离地间隙；由于驱动车轮与路面的接触情况及对各种地形的适应性较好，增强了车轮的抗侧滑能力；若与之匹配的独立悬架导向机构设计合理，可增加汽车不足转向效应，提高了汽车的操作稳定性。但其结构复杂，成本较高。断开式驱动桥在乘用车和部分越野车上应用广泛。非断开式驱动桥结构简单，成本低，工作可靠，但由于 其晃下质量较大，对汽车的行驶平顺性和降低动载荷有不利的影响。 本设计中的微型货车驱动桥由主减速器、差速器、车轮传动装置（半轴）和桥壳组成。 设计应满足的基本要求： 1）适当的主减速比，以保证微型货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，保证微型货车具有足够的离地间隙，以满足通过性要求。 3）齿轮及其他传动性工作平稳，噪声要小。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 2 - 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，提高汽车的行驶平顺性。 6）与悬架导向机构运动协调。 7）结构简单，加工工艺好，制造容易，维修、调整方便。 1.2 国内外研究现状及发展趋势 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，因为这两个部件是坐在一起的。所以后轮驱动必然会使得乘车更加安全、舒适、，从而带来客观的经济效益。目前国内研究的重点在于：从桥壳的制造技术上寻求制造工艺先进、制造效率更高、成本低的方法；从减速器形式上将传统的中央单级减速器发展到现在的中央及轮边双级减速器或双级主减速器结构；从齿轮加工形式上车桥内部的主从动齿轮、行星齿轮及圆柱齿轮逐渐采用精磨加工，以满足汽车高速行驶要求及法规对于噪声的控制要求。 1.3 本论文研究的主要内容 （ 1）完成微型货车基本参数的选择； （ 2）汽车驱动桥方案拟定； （ 3）主减速器、差速器、半轴及桥壳等部件的设计计算及校核。 第 2 章 驱动桥结构方案拟定 由于要 求的是载货汽车的后驱动 桥，要涉及这样的一个级 别的驱动桥，一般选用非 断开式驱动桥与非独立悬 架相适应。该 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 3 - 种形式的驱动桥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安装在其中，此时驱动桥，驱动车轮都属于簧下质量。 图 2-1 断开式驱动桥 图 2-2 非断开式驱动桥 第 3 章 汽车主减速器设计 3.1 主减速器的结构形式及选择 主减速器的减速形式可分为单级减速、双级减速、双速减速、单双级贯通、单双级减速配以轮边减速等。 1)单级主减速器可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点，但是其主传动比不能太大，一般 0i 7，一般位于 3.5-6.7，太大的传动比将会使从动锥齿轮的尺寸过大，影响驱动桥壳下的离地间隙，使从动齿轮热处理困难 ,离地间隙越小，汽车的 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 4 - 通过性就越差，这也限制了从动锥齿轮的最大尺寸。 2)双级主减速 器是由第一级圆锥齿轮副和第二级圆锥齿轮副或第一级圆锥齿轮副和第二级圆锥齿轮副所组成。采用双级主减速器可达到两种目的：一是可以获得较大的传动比 6 至 10，其二是采用双级主减速器后，第二级的传动比可以小一些，由此，第二级的从动齿轮尺寸在差速器安装尺寸允许的情况下可相应减小，由此减少了桥壳的外形尺寸增加了离地间隙，而双级主减速器的重量及制造成本都比单级主减速器要高得多。 3）双速主减速器内有齿轮的不同组合可获得两种传动比。汽车在良好路面上行驶时，使用较小的传动比。它与五档变速器配合使用，可使汽车有十个档位，使汽车获 得良好的使用性能。同时，改减速器的成本也相当高的。 4）单级主减速器加论辩减速器：越野车、重型矿用自卸车和重型货车需要减速比更大的驱动桥，同时也要很大的离地间隙，因此发展了轮边减速器。于是驱动桥分成两次减速具有两个减速比（主减速器传动比和轮边减速比）。相对这时的主减速器传动比要比没有轮边减速器的传动比要小得多。其结果是驱动桥中央部分的外形尺寸减小很多，相对地面增加了离地间隙。同时，在主减速器后河轮边减速器前的零件如差速器、半轴等载荷大大减少，其零件尺寸也相应的减小。它能缩短桥中心到连接传动轴凸缘间的距离，能 减少传动轴的夹角。当然这种减速器复杂，制造装配精度要求高，成本自然也是普通主减速器的几倍。 综上所述，中央单级主减速器还有以下特点： （ 1）结构最简单，制造工艺简单，成本较低，是驱动桥的基本类型，其在重型汽车上占有重要地位。 （ 2）货车发动机向低速大转矩发展趋势，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，汽车使用条件对汽车通过性的要求降低。 （ 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。 根据以上信息， 针对微型货车在主减速比小于 6 的情况下，应尽量选用单级减速器驱动桥所以此设计采用中央单级减速器驱动桥，再配以铸造整体式驱动桥。其结构见图 3-1。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 5 - 图 3-1 单级主减速器 3.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 主减速器中必须保证主从、动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。齿轮的正确啮合，除去齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器的壳体的刚度以外，还与轴承的支承刚度密切相关。 1） 主动锥齿轮的支承 主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承 两种，见图 3-2 、图 3-3所示。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 6 - 图 3-2 悬臂式 图 3-3 跨置式 悬臂式支承结构的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度 a和增加两支承间的距离凸 b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了尽可能地增加支承刚度，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。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承的轴径比另一轴承的支承轴径大些。靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。支承刚度除了与轴承形式、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。 3.3 主减速器的齿轮类型 汽车主减速器广泛采用的是弧齿锥齿轮、双曲面齿轮和蜗轮蜗杆等多种形式。 弧齿锥齿轮传动：制造简单，广泛应用在汽车主减速器上。一对弧齿锥齿轮啮合时，轮齿并不在全场上啮合，而是逐 渐从一端连续平稳的转向另一端，并至少有两队以上的轮齿同时啮合，所以它比直齿轮能承受更大的载荷，而且平稳无声。但其对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便是工作条件急剧变坏，伴随磨损、噪声增大。为保证齿轮副的正确啮合，必须将轴承顶紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。 双曲面齿轮传动与弧齿锥齿轮传动不同之处在于主从动轴线不相交而有一偏移距 E。由于存在偏移距，从而主动齿轮螺旋角 1 与从动论螺旋角 2 不等，且 1 2 。此时两齿轮切向力 与 之比，可根据啮合面上法向力彼此相等的条 件求出 。 （ 3-1） 设 与 分别为主、从动齿轮平均分度圆半径，双曲面的传动比 为 （ 3-2） 对于圆弧锥齿轮传动，其传动比 ，令 K=cos / ,则 （ 3-3） 系数一般为 1.251.5。这说明当双曲面齿轮尺寸与弧齿锥齿轮尺寸相当 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 7 - 时，双曲面传动有更大的传动比；当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮比弧齿锥齿轮有较大直径，较高的齿轮强度及较大的主动齿轮轴和轴承刚度；当传动比和主动齿轮尺寸一定时，双曲面从动锥齿轮直径比相应螺旋齿轮小，也让离地间隙较大。 双曲面齿轮副在工作过程中，除了有沿齿高方向侧向滑动之外，还有沿齿长方向的纵向滑动。纵向滑动可改善齿轮的磨合过程，并使其工作安静平滑。然而纵向滑动可使摩擦损失增加，降低传动效率，因而偏移距 E 不应过大。双曲面齿轮传动齿面间大的压力和大的摩擦功，可能导致油膜破坏和吃面烧结咬死。因此，双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和避免齿面烧结的特殊双曲面润滑油。 考虑到生产条件、材料问题以及经济性问题，我们选择采用弧齿锥齿轮。 3.4 主减速器从动齿轮基本参数的选择与计算 3.4.1 主减速比0i的确定 主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及档变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃油经济性都有直接影响。 0i 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 0i下功率平衡来研究 0i 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做最佳匹配的方法来选择 0i 值，可使汽车获得最佳的动力性和燃油经济性。 本设计中主减速比0i=4.11 3.4.2 主减速器齿轮计算载荷的确定 汽车主减速器锥齿轮有格里森和奥利康两种切齿方法， 本设计中按照格里森齿制锥齿轮计算载荷。 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 niiKiTK ed 0f1ce m a xT （ 3-4） mmri rG 2,2cs mT （ 3-5） cfT=ni rmm rtF （ 3-6） 式中 : eMaxT 发动机最大转矩 eMaxT =78 N.m； 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 8 - eTc 发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时作用在主减速器从动齿轮上的计算转矩； csT 驱动车轮滑转时作用在主减速器从动齿轮上的计算转矩； cfT 主减速器从动齿轮上的平均计算转矩； G 汽车传动系效率 G=0.95； dK 动载系数 dK=1 n 该汽车的驱动桥数 1n 1i 变速器最低档传动比 1i =3.429 K 液力变矩器变矩 系数 K=1 2G 汽车后轴对地面的荷重 aG 汽车满载质量 aG= 15500N 。 2G =tF / 2m = aG /2 2m （ 3-7） 代入数据得到 2G =7045.45N tF 地面对车轮的作用力； tF=7750N 2m 汽车加速行驶的质量转移系数 2m =1.1； 轮胎对地面的附着系数 =0.85； r 车轮滚动半径 50.24rr cm； mi 主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率 mi=1 m 主 减速器主动齿轮到车轮之间按的传动效率 m=0.9 tF 地面作用在车轮上的转矩 tF=7750N 把以上数据分别代入（ 3-4）（ 3-5）（ 3-6）得 ： eTc =1099.27 N m csT =1613.83Nm cfT= =2109.72 Nm 由式（ 3-4）和 (3-5)求的计算转矩，是作用到从动锥齿轮上的最大转矩，是作用在从动锥齿轮上的最大转矩，不同于日常行驶平均转矩。当计算锥齿 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 9 - 轮最大应力时，计算转矩cT应取前面两种的较小值，即cT=mineTc eTc，故主减速器齿轮的计算载荷：cT=1099.27N.m。 主动锥齿轮的计算转矩为： Gi 0ZTcT （ 3-8） 式中：ZT 主动锥齿轮计算转矩， 0i 主减速比 G 主 从动锥齿轮之间的传动效率，对于弧齿锥齿轮，G取 95%； 计算得 ZT =281.54N.m 3.4.3 锥齿轮主要参数的选择 主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数 1Z 和 2Z 、从动锥齿轮大端分度圆直径 2D 和端面模数sm、主从动锥齿轮齿面 宽 1b 和 2b 、双曲面齿轮副的偏移距 E、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以下因素： a) 为了磨合均匀， 1Z 和 2Z 之间应避免有公约数； b) 为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主动锥齿轮齿数和应不少于 40； c) 威乐啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于乘用车， 1Z 一般不少于 9；对于一般商用车， 1Z 一般不少于 6； d) 主传动比0i较大时， 1Z 尽量取得少些，以便得到满意的离地间隙； e) 对于不同的主传动比， 1Z 和 2Z 应有适宜的搭配； 根据上述条件：取 1Z =9 和 2Z =37 故可以重新确定汽车的主减速比： 0i = 2Z / 1Z =37/9=4.11 根据新的主减速比重新确定汽车的主减速器计算载荷： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 10 - niiKiTK ed 0f1ce m a xT =989.34N.m 2、从动锥齿轮大端分度圆直径2D和端面模数sm 对于单级主减速器，增加尺寸2D会影响驱动桥壳高度尺寸和离地间隙，减小2D会影响跨置式主动锥齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。 2D根据经验公式初选，即 2D = 3cD TK 2 （ 3-9） 式中： 2D 从动锥齿轮大端分度圆直径（ mm）； 2DK 直径系数，一般为 13.015.3，取值为 15 cT 从动锥齿轮的计算转矩（ N.m ） , cT=mineTc eTc，cT=1099.27N.m。 故可算得， 2D =154.8mm sm由下式计算：sm= 2D / 2Z 可得sm=4.18；同时sm还应满足sm= 3cmK T，式中 mK 为模数系列，取0.30.4。经计算得，sm=（ 0.30.4） 3 27.1099 =3.0964.128，根据国家标准模数（ GB1357-87）选择模数sm=4，故 2D =4 37=148mm 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齿下端齿沟变窄引起的切削刀头顶面宽过窄及刀尖圆角过下。这样，不但减小了齿根圆角半径，加大了应力集中，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齿轮小段，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。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低 。 对于从动锥齿轮齿面宽 2b ，推荐不大于其节锥距 2A 的 0.3倍，即 2b 0.3 2A ，并且一般推荐 2b =0.155 2D 。对于弧齿 锥齿轮， 1b 一般比 2b 大 10%。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 11 - 故齿面宽选择为2b=0.155 148=22.94mm 1b=22.94 1.1=25.23mm 4、中点螺旋角 螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端螺旋角最大，轮齿小端的螺 旋角最小。弧齿锥齿轮齿轮副的中点螺旋角是相等的。选择 时，应考虑它对齿面重合度f、轮齿强度和轴向力大小的影响。 越大，则重合度f越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声就越低，而且轮齿的强度越高。一般f不小于 1.25，在 1.252.0 时效果 最好。但是 过大，会导致轴向力增大。 汽车主减速器弧齿锥齿轮齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为035 040 .乘用车选用较大的 值以保证较大的齿面重合度，使运转平稳，噪声低；商用车选用较小的 值以防止轴向力过大吗，通常取 035 5、螺旋方向 从锥齿轮锥 顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的螺旋方向影响其所受轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主从动齿轮有分离趋势，防止轮齿因卡死而损伤。 本设计中选取主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋方向。 6、法向压力角 法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减小齿轮不发生根切的最少齿数，但对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，对于 小负荷工作的轮齿，一般采用小的压力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。对与弧齿锥齿轮，商用车的 为 020 或 05.22 ，乘用车的 一般选用 05.14 或 016 。 本设计中选取法向压力角 020 。 3.4.4 主减速器锥齿轮的材料 驱动桥锥齿轮的 工作条件是相当恶劣的，与传动系其他齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传东西中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮材料应满足如下要求： a) 具有高的弯曲疲劳强度和表面解除疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。 b) 齿轮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。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 12 - c) 锻造性能、切削加工性能以及特处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。 d) 选择合金材料是，尽量少用含镍、铬的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。 汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用 渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、 20MnVB、 20MnTiB、 22CrNiMo 和 16SiMn2WmoV.渗碳合金钢的主要优点是表面可得 到含碳量较 高的硬化层 （一般含碳量 的质量分数 为0.8%1.2%） ,具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部脚软，具有良好的韧性。因此这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费有较高，表面硬化层以下的基底脚软，在承受很大的压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起 表面硬化层的剥落。 为改善新齿轮的磨合，防止其在运行初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮再热处理以及精加工后，做厚度为 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 25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。 3.4.5 主减速器弧齿锥齿轮的几何尺寸计算 根据圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算步骤，并根据主减速器齿轮的基本参数选择，已经确定的项目如下： 主动锥齿轮齿数： 1Z =9 从动锥齿轮齿数： 2Z =37 端面模数 sm=4 齿面宽 1b =22.94mm 2b = 25.23mm 法向压力角 = 020 轴交角 = 090 节圆直径 1D =sm 1Z= 4 9=36mm； 2D =sm 2Z=4 37=148mm。 需要确定的那个的 项目如下： （ 1） 齿全高与齿工作高 齿全高 h= 2H gm 齿工作高 gmHg 1h 表 3-1 圆弧齿螺旋齿轮的 1H 、 2H 、 aH 主动锥齿 （ 5） 6 7 8 9 10 11 12 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 13 - 轮齿数 从锥齿轮最小齿数min2Z 34 33 32 31 30 29 26 法向压力角 020 螺旋角 035 040 035 齿工作高系数1H （ 1.430） 1.500 1.560 1.610 1.650 1.680 1.695 1.700 齿全高系数 2H （ 1.588） 1.666 1.733 1.788 1.832 1.865 1.882 1.888 大齿轮齿高系数aK （ 0.160） 0.215 0.270 0.325 0.308 0.435 0.490 0.46+212Z39.0 ）（ Z 根据表 3-1选齿工作高系数 1H =1.650，齿全高系数 2H =1.832。 故计算得 :齿工作高 sg mH1h =1.65 4 =6.6 齿全高 h= 2Hsm=1.832 4=7.33 (2)节锥角 379a r c ta na r c ta n 211 zz066.13 （ 3-10） 2 = 090 -1 = 090 - 066.13 = 034.76 （ 3-11） （ 3）节锥距 220 sin2 DA =034.76sin2148 =76.17mm （ 3-12） （ 4）周节 t=3.1416 sm =3.1416 4=12.57 （ 3-13） (5) 齿顶高 samKh 2 =0.308 4=1.23mm 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 14 - 21h hh g =6.6-1.232=5.37mm （ 3-14） (6)齿根高 1h =h- 1h； 2h =h- 2h （ 3-15） 1h =7.33-5.37=1.96mm； 2h =7.33-1.23=6.10mm (7)径向间隙 c =h -gh （ 3-16） c =7.33-6.6=0.73mm (8)齿 根角 1 =01arctanAh ； 2 =02arctanAh （ 3-17） 1 =17.76 96.1arctan= 57arctan0.02 = 0472.1 2 =17.76 10.6arctan= 0arctan0.08 = 0574.4 (9)面锥角 01=1 + 2 ； 02= 2 +1 (3-18) 01= 066.13 + 0574.4 = 023.18 ； 02= 034.76 + 0472.1 = 081.77 （ 10）外圆直径 01D= 1D + 11 cosh2 ； 02D = 2D + 22 cosh2 (3-19) 01D=36+2 5.37 cos 066.13 =46.44mm 02D=148+2 1.23 cos 034.76 =148.58mm (11)节锥顶点至齿轮外缘距离 11201 sin2x hD ； 22102 s in2x hD (3-20) 001 66.13s in37.52148x =72.73mm 002 34.76s in23.1236x =16.80mm (12)理论弧齿厚 21 sts ； s2 mSs k (3-21) 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 15 - 根据表 3-2选择kS=0.860 故有 44.34860.02 s； 13.944.357.121 s 表 3-2 弧齿锥齿轮的大齿轮理论弧齿厚kS 2z 1z 6 7 8 9 10 11 30 0.911 0.957 0.975 0.997 1.023 1.053 40 0.803 0.818 0.837 0.860 0.888 0.948 50 （ 0.748） 0.757 0.777 0.828 0.884 0.946 60 （ 0.715） （ 0.729） 0.777 0.828 0.883 0.945 （ 13）齿侧间隙 根据表 3-3 选取齿侧间隙 B（ mm） 为： B=0.150mm 表 3-3“格里森制”弧齿锥齿轮推荐采用的齿侧间隙 B 3.4.6 主减速器弧齿锥齿轮的强度计算 在选好主减速器锥齿轮的主要参数后，就可以根据所选择的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，而后根据所确定的计算载荷进行强度校核，以保证锥齿轮有足够的强度和寿命。 轮齿损坏的形式主要有弯曲疲劳折断，过载折断，齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。在实际设计中往往还要依 据台架和道路试验及实际使用情况等来检验。 （ 1） 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， 2bp F (3-22) 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 16 - 式中： p 轮齿上单位齿长的圆周力（ N/mm） ； F 作用在轮齿上的圆周力（ N）； 2b 从动齿轮齿面宽（ mm） 。 按发动机最大转矩计算时 321m a x 102 bnD ikiTkp fged (3-23) 式中： gi 变速器传动比，常取一档及直接档进行计算； 1D 主动锥齿轮中点分度圆直径（ mm） ； 其他符号同前。 取一档时：gi =3.429 31023.25361 95.01429.317812 p=559.49N/mm 取直接档时：gi=1 31023.25361 95.010.117812 p=163.17N/mm 按驱动轮打滑的转矩计算时： 32222 102p mmribD rmG (3-24) 式中： 2G 驱动桥对水平地面的负荷， N 轮胎与地面的附着系数， =0.85 r 轮胎滚动半径， 0.245m 2D 主减速器从动齿轮节圆直径， mm； 2m 汽车最大加速度时后轴负荷转移系数，商用车： 1.11.2，取为1.1； mi 主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比； m 主减速器主动齿轮到车轮之间的传动 效率； 其他符号同前。 2G =7045.45N 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 17 - 31095.023.25148 245.085.01.145.70452p =956.44N/mm 许用的单位齿长圆周力【 p】 见表 3-4。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，【 p】 有时高出表中数值的 20%50%。对于不满足需用单位齿长圆周力的情况可以通过改变材料的方法来满足其要求。 表 4-4 许用单位齿长上的圆周力 （ 2） 轮 齿弯曲强度 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为 3m0w 102 WsVSc b DJmK KKKT (3-25) 式中：w 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力（ Mpa） CT 所计算齿轮的计算转矩（ Nm），对于从动齿轮：cT=mineTc eTc 对于主动齿轮，cT还要按式（ 3-5）换算； 0K 过载系数，一般取 1； sk 尺寸系数，与齿轮尺寸及热处理等因素有关， 当 mmms 6.1，sk= 25.04.25 sm；当 mmms 6.1时，sk=0.5，本设计中sk=0.5 mk 齿面载荷分配系数，跨置式：mk=1.01.1，悬臂式：mk=1.001.25， Vk 质量系数，当齿轮接触良好，齿距及径向跳动精度高时Vk=1.0,； B 所计算齿轮的齿面宽（ mm） D 所讨论齿轮的大端分度圆直径（ mm） WJ 所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，从图 3-1 中可查询得WJ =0.234 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 18 - 图 3-1 用于压力角 020 、螺旋角 035 、轴交角 090 的汽车用弧齿锥齿轮轮齿弯曲应力综合系数 WJ 。 对于从动锥齿轮： 3m0w 102 WsVSc b DJmK KKKT= 310234.014894.2241 5.01.1127.1 0 9 92 =380.5N/mm 对于主动锥齿轮： Gi 0ZTcT = 95.011.41099.27 =281.54N/mm 上述 ZT =mineTc eTc计算的最大弯曲应力不超过 700Mpa，因此本设计中的锥齿轮是可以达到弯曲强度要求的。 （ 3） 轮齿接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为 j= 3mS0Z1p 10bKKKT2C jvfJKKD (3-26) 式中：j 锥齿轮的齿面接触应力（ Mpa） ； D1 为主动锥齿轮打断分度圆直径（ mm） ； B 取齿宽的较小值； mK 尺寸系数，它考虑了齿轮对淬透性的影响，通常取 1.0； 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 19 - fK 齿面品质系数，它取决于齿面的表面粗糙度及表面覆盖层的性质，对 于制造精确的齿轮，fK取 1.0； PC 综合弹性系数，这里取为 231.6 21N /mm； jJ 齿面接触强度综合系数，根据图 4-2 取之为 0.123； 图 3-2 接触强度计算用综合系数jJ（ 020 压力角、 035 螺旋角） 故计算得 j= 310123.094.22111 . 10 . 512 8 1 . 5 42362 3 1 . 6 =67.38Mpa 上述按 mineTc eTc计算最大接触应力不应超过 2800Mpa，主从动锥齿轮的齿面接触应力是相同的。 3.5 轴承疲劳寿命计算 （ 1）轴承的选择 选择型号 7000C 型（ 015 ）角接触球轴承 （ 2） 疲劳寿命计算 由 Tn =1500r/min V=wr=21.56 032.0 =0.069m/s zT =281.54 N m 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 20 - Fr=VTj =4080N 当量动载荷计算由型号已知 0C=15000N Fa= Frtan15 =1093.2N 0aCF =0.0729 查机械设计手册： e=0.46 X=0.44 Y=1.23 P=X Fr +Y Fa=0.44 4080+1.23 1093.2=3039.8N hL =PfCpTfn6010 6 = 368.3039150002.1115006010 =1111.5h Tn 最大转矩对应的发动机转速； V 轴承转速； Fr 轴承受径向力； Fa 轴承受轴向力； hL 轴承寿命。 第 4 章 差速器的设计与计算 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 21 - 汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广 泛。它可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止差速器。 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。转弯时内外两侧车轮行程显然不同，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耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。威乐防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有差速器，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。 差速器用来在两轴间分配转矩，并保证两轴输出轴有可能以不同的角速度转动，差速器有多种形式，在此设计中匹配普通对称式圆锥行星齿轮差速器。 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮， 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（不少装有 4 个行星齿轮的差速器采 用十字轴结构），半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，最广泛的运用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上。 1， 12-轴承； 2-螺母； 3， 14-锁止垫片； 4-差速器左壳； 5， 13-螺栓； 6-半轴齿轮垫片； 7-半轴齿轮； 8-行星齿轮轴； 9-行星齿轮； 10-行星齿轮垫片； 11-差速器右壳 图 4-1 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器 4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的工作原理 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 22 - 图 4-1 差速器差速原理 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，处在同意半径 r 上的 A、 B、 C 三点的圆周速度都相等（图 4-1），其值为00r 于是021 ，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 r401 rr ，啮合点 B 的 圆 周 速 度 为rrr 402 ；于是 )rr()r 404021 rrr （ 即 021 2 （ 4-1） 若角速度以每分钟转数 n 表示，则 021 2nnn （ 4-2） 式（ 4-2）为两半轴齿轮直径相等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。 由式（ 4-2）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。 4.2 差速器 齿轮的主要参数选择 （ 1）行星齿轮数 n 行星齿轮数 n 需要根据承载情况来选择，在承载不大的情况下 n可取两个，反之应取 n=4。在本设计中选择 4个行星齿轮。 （ 2） 行星齿轮球面半径 bR 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 23 - 行星齿轮球面半径bR反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力，可根据经验公式来确定。 bR= 3bK dT (4-3) 式中：bK 行星齿轮球面半径系数，bK=2.53.0，对于四个行星齿轮的乘 用车和商用车取小值，对于有两个行星齿轮的乘用车及四个行星 齿轮的越野车何况用车取最大值；所以bK=2.5 dT 差速器计算转矩（ Nm），dT=mineTc eTc； bR 球面半径（ mm） . 故可计算得： bR= 3bK dT= 3 27.10992.5 =25.8（ mm） （ 4-4） 行星齿轮节锥距0A为 0A=（ 0.980.99）bR=25.2925.54（ mm） 取之为 25.32mm （ 3） 行星齿轮和半轴齿轮齿数 1Z 和 2Z 为了使轮齿有较高的强度，希望取得较大的模数，但尺寸会增大，于 是又要求齿数应取少些，但 1Z 一般不少于 10。半轴齿轮齿数 2Z 在 1425 之间选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比 2Z / 1Z 在 1.52.0 之间范围内，且半轴齿轮齿数和必须能被行星齿轮齿数整除。 查阅资料，经方案论证，初定半轴齿轮与行星齿轮的齿数比 2Z / 1Z =2，半轴齿轮齿数 2Z =24，行星齿轮的齿数 1Z =12。 （ 4） 行星齿轮和半轴齿轮节锥角 1 、 2 及模数 m 行星齿轮和半轴齿轮节锥角分别为 1 = )/arctan( 21 ZZ =arctan0.5= 056.26 （ 4-5） 2 = )/arctan( 21 ZZ = 043.63 （ 4-6） 锥齿轮大端的端面模数 m为 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 24 - m=110 sinZA2 =220 sinZA2 （ 4-7） 故计算得 m= 056.26s in9 32.252 =2.43 根据模数取 m=2.5 由 d=mz 可计算得节圆直径 1d=12 2.5=30mm 2d=24 2.5=60mm （ 5） 压力角 汽车差速器齿轮大都采用压力角为 ,03022 、齿高系数为 0.8 的齿形，某些总质量较大的商用车采用 025 的压力角，以提高齿轮强度。 本设计中采用 ,03022 的压力角。 （ 6） 行星 齿轮轴直径 d及支承长度 L 行星齿轮轴直径 d（ mm） 为 d= dc rn1.1 10T30 （ 4-8） 式中： 0T 差速器壳传递的转矩（ Nm）； n 行星齿轮数； n=4 dr 行星齿轮支承面重点到锥顶的距离（ mm），约为半轴齿轮齿宽中点处平均直径的一半； c 支承面许用挤压应力，取 98Mpa. 0T=max10 eTii=4.11 3.429 78=1099.27N.m dr=0.4 2d =0.4 60=24(mm) d=244981.1101099.27 3 =10.31mm 行星齿轮在轴上的支承长度 L为： L=1.1d=1.1 10.31=11.34mm 4.3 差速器齿轮的材料 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 25 - 等。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。 4.4 差速器齿轮几何尺寸计算 根据汽车差速器支持锥齿轮计 算步骤，差速器齿轮基本参数的选择已经王城的计算如下 ： 行星齿轮齿数：1Z=12 半轴齿轮齿数：2Z=24 差速器直齿锥齿轮模数： m=2.5 直齿锥齿轮压力角： = ,03022 差速器直齿锥齿轮轴交角： 090 差速器直齿锥齿轮节圆直径： 1d =12 2.5=30mm 2d =24 2.5=60mm 差速器直齿锥齿轮节锥角： 1 = 056.26 2 = 043.63 需要完成的计算步骤如下： （ 1）直齿锥齿轮的齿宽面 b=(0.250.30)0A （ 4-9） 取齿面宽系数为 0.27，得 b=0.27*25.32=6.84mm （ 2）齿工作高 gh=1.6m （ 4-10） =1.6*2.5=4mm (3)齿全高 h=1.788m+0.051=1.788*2.5+0.051=4.521mm (4)直齿圆锥齿轮周节 t=3.1416m=3.1416*2.5=7.854mm (5)齿顶高 1h =gh- 2h ； （ 4-11） 2h =212 )(370.0430.0 ZZ m （ 4-12） 根据前述计算： 1h =4-1.036=2.694mm 2h =1.306mm (6)齿根高 1h =1.788m- 1h ； （ 4-13） 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 26 - 2h=1.788m- 2h （ 4-14） 1h=1.788 2.5-2.694=1.751mm 2h=1.778 2.5-1.306=3.139mm (7)径向间隙 C=h-gh=0.188m+0.051 （ 4-15） =0.188 2.5+0.051=0.521mm (8)齿根高 1 =01arctanAh ； （ 4-16） 2 =02arctanAh ； （ 4-17） 1 =32.25751.1arctan= 096.3 2 =32.25139.3arctan= 007.7 （ 9）直齿圆锥齿轮面锥 角 01=1 + 2 ； （ 4-18） 02= 2 +1 （ 4-19） 01= 056.26 + 007.7 = 062.33 02= 043.63 + 096.3 = 039.67 （ 10）直齿锥齿轮根锥角 1g=1 -1 ； (4-20) 2g= 2 - 2 (4-21) 1g= 056.26 - 096.3 = 06.22 2g= 043.63 - 007.7 = 036.56 （ 11）直齿锥齿轮外圆直径 01d = 1d +2 1h 1cos ； (4-22) 02d = 2d +2 2h 2cos (4-23) 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 27 - 01d=30+2 2.694 056.26cos =34.82mm 02d=60+2 1.306 043.63cos =61.17mm (12)直齿锥齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离 01=22d- 1h 1sin； (4-24) 02=21d- 2h 2sin (4-25) 01=28.8mm 02=13.8mm (13)直齿锥齿轮理论弧齿厚 1S =t- 2S (4-26) 2S = mhht ta n)(2 21 (4-27) 根据下图选取： 图 4-1 汽车差速器直齿锥齿轮切向修正系数（弧齿厚系数） 21/zz =12/24=0.5 根据上图取值 =-0.048 根据上述公式得 2S = ）（ 5.2048.05.22t a n)306.1694.2(2854.7 0 =3.472mm 1S =t- 2S =7.854-3.472=4.382mm (14)直齿锥齿轮齿侧间隙 选择差速器直齿锥齿轮齿侧间隙为 B=0.150mm （ 15）差速器锥齿轮弦齿厚 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 28 - X1S=1S-2d6 2131 BS ； (4-28) X2S=2S-2d6 2232 BS (4-29) X1S=4.382-2150.0306 382.4 23 =4.29mm X2S=3.427-2150.0606 427.3 23 =3.35mm 4.5 差速器齿轮强度计算 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传动状态，只有当汽车转弯或左右轮形式不同的路程时，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。 4.5.1 齿根弯曲疲劳强度计算 轮齿弯曲应力w（ Mpa） 为： w=32s 10TK2 Jnmbk kvm (4-30) 式中： n 行星齿轮数； J 综合系数，其值可根据 4-2图选取； 2b 半轴齿轮齿宽， mm 2d 半轴齿轮大端分度圆直径， mm CT 半轴齿轮计算转矩（ N.m），C T=0.60T； sk、 mk 、vk按照主减速器齿轮强度计算的有关转矩选取。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 29 - 图 4-2 压力角为 05.22 汽车差速器用直齿锥齿轮的弯曲计算用综合系数 根 据 上 图， 选 取 J=0.223 ；CT=0.6*1099.27=659.56N.m ；sk=0.5 ； mk =1.1； vk =1.0； m=2.5；2b =6.84mm； 2d =60mm；n=4； 故计算得： w= 3104223.06084.65.20.1 1.10 . 527.10992 =1321.2Mpa 当0T= mincsceTT时， w=1500Mpa， 因此，本设计中差速器齿轮的弯曲强度达到要求。可以通过修改其基本参数或者通过采用较先进的材料来改善其强度。 4.5.2 齿面接触疲劳强度计算 由于锥齿轮的各个截面的齿廓大小不同，受载后的变形不同，故直齿锥齿轮传动的强度计算比较复杂，为简化计算可近似的认为 一对直齿锥齿轮传动和位于齿宽中点处的当量圆柱齿轮的强度相等，整个啮合过程载荷由一对齿承担，即无重合度的影响；这样直齿锥齿轮传动的强度计算就可以引用支持圆柱齿轮传动的相应公式。 直齿圆锥齿轮的当量齿轮齿面接触强度验算公式： H = HZ EZ Zv2e u1b211 vvv udKT H (4-31) 1VT 当量小齿轮传递的名义转矩； 1Vd 当量小齿轮分度圆直径； 1Vu 当量齿数比。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 30 - 式中： 代入R=Rb ， b为齿宽 R为外锥距； 1Vd=1cosd 1m=1md uu21 = uuR2115.01d 1VT=1T u2u1 1Vu=utan2=u2 be=0.85b=2185.0 21 udR 重合度为 1 时，疲劳强度校核公式： H = HZ EZ udTRR 31215.01k71.4 H （ 4-32） H =HNHS Zim 1l （ 4-33） u 齿数比 2u ； 1T 计算转矩 1T =281.54Nm ； 1d 行星齿轮节圆直径 mmd 82.341 ； k -载荷系数 k = AKK vK=2.24； AK 使用系数 AK =1； K 齿向载荷分布系数 K=1.6； vK 圆锥齿轮强度计算 用质量系数 vK=1.4； 1 、 2 分别为行星齿轮和半轴齿轮的节锥角； H 、 H 分别为齿面接触强度和许用强度； imHl 接触疲劳极限 取imHl=1300Mpa； HZ 节点区域系数 HZ =2.5； EZ 弹性系数 EZ =190MPa； 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 31 - Z 重合度系数 Z=1； 1NZ、2NZ 寿命系数 1NZ=2NZ=1； HS 安全系数 HS=1。 代入式得H=190 5.2 242.38496.0496.05.01 54.28124.271.4 32 =145Mpa 代入式得 H=HNHS Z 1lim = 1 11300 =1300Mpa H H 疲劳强度设计公式： 1d uT RR 213 5.01 k71.4 32 H HE ZZ （ 4-34） 代入数据 1d = 24 9 6.04 9 6.05.01 54.2 8 12 . 2 471.4 23 3 21300 5.2190 =13.94mm 选用系列尺寸符合要求。 第 5 章 驱动半轴的设计 驱动半轴位于传动系的末端，其基本功用是接受从差速器传来的转矩并将其传给车轮。对于非断开式驱动桥，车轮传动装置的主要零件为半轴；对于断开式驱动桥和转向驱动桥，车轮传动装置为万向传动装置。 5.1 结构形式的选择 半轴根据其车轮端的支承方式不同，可分为半浮式、 3/4 浮式和全浮式三种形式。 半浮式半轴结构特点是半轴外端支 承轴承位于半轴套管外端的内孔，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。半浮式半轴结构接单，所受载荷较大，只用于轿车和轻型货车及轻型客车上。 3/4 浮式半轴的结构特点是半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部，直接支承着车轮轮毂，而半轴则以其端部凸缘与轮毂用螺钉联接。该形式半轴受载荷情况与半浮式相似，只是载荷有所减轻，一般仅用在轿车和轻型货车上。 全浮式半轴的结构特点是半轴外端的凸缘用螺钉与轮毂相连，而轮毂又借用两个圆锥滚子轴承支承在驱动桥壳的半轴套 管上。理论上来说，半轴只 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 32 - 承受转矩，作用域驱动桥上的其它反力和弯矩全由桥壳来承受。但由于桥壳变形、轮毂与差速器半轴齿轮不同的半轴法兰面相对其轴线不垂直等因素，会引起半轴的弯曲变形，由此引起的弯曲应力一般为 570Mpa。全浮式半轴主要用于中、重型货车上。 a)半浮式 b)3/4 浮式 c)全浮式 图 5-1 半轴结构形式简图及受力情况 设计半轴的主要尺寸是其直径，在设计时首先可根据对使用条件和载荷工况相同或相近的同类汽车同形式半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径，然后对它进行强度校核。 计算时首相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： 纵向力 2X (驱动力或制动力 )最大时，其最大值为 2G ，附着系数 在计算时取 0.85，没有侧向力 作用； 侧向力 2Y 最大时，其最大值为 12G （发生于汽车侧滑时），侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数 1 在计算时取 1.0，没有纵向力作用； 垂向力最大时（发生在汽车以可能的高速通过不平路面时），其值为dw Kg )G 2 （，其中wK为车轮对地面的垂直载荷，dK为动载荷系数，这是 不考虑纵向力和侧向力作用。 由于车轮承受的纵向力 2X ,侧向力 2Y 值的大小手车轮与地面最大附着力的限制，即有 2G = 2222 YX 故纵向力最大时不会有侧向力作用，而侧向力最大时也不会有纵向力作用。 5.2 半轴基本参数计算及校核 经方案论证，本设计中采用全浮式半轴。半轴结构设计中主要应注意以下几个问题： 半轴的杆部 直径应小于或等于半轴花键的底经，以便使半轴各部分基本达到等强度；半轴的破坏形式大多是扭转疲劳损坏，在设计中应尽量增大各过 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 33 - 渡部分的圆角半径，尤其是凸缘与杆部、花键与杆部的国度部分，以减小应力集中；当杆部较粗且凸缘也大时，可采用花键连结的结构；设计全浮式半轴杆部的强度储备应低于驱动桥其他传动零件的强度储备，使半轴起一个“熔丝”的作用，全浮式半轴直接安装于车轮，应视为保安件。 全浮式半轴的杆部直径可按下式初步选取 d =3 MK (5-1) 式中： d 半轴杆部直径（ mm） M 半轴计算转矩（ N.m） K 直径系数，取为 0.2050.218 M= rrG22m21 (5-2) 代入数据，可计算得M=806968N.mm d=(0.2050.218) 3 806968 =19.0920.30mm 取值为 d=20mm 半轴的扭转切应力， =3dM16 (5-3) 式中： 半轴扭转切应力 D 半轴直径 故计算得 =330.214.3 10806.96816 =513.99Mpa M p a)588490（ 半轴的扭转角为： )180(l PGIM (5-4) -扭转角（ m/0 ）； l-半轴长度（ m） ,参考同类型车辆，取值为 615mm G 材料的切变模量，这里取之为 80Gpa pI-半轴断面的极惯性矩，pI= 32/d4 pI= 32/2014.3 4 =15700 4mm 带入可计算得： )14.3180(101 5 7 0 01080 615968.806 129 =2.27 m/0 半轴计算时的许用应力与所选用的材料、加工方法，热处理工艺及汽车的使 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 34 - 用条件有关。当采用 C r Mn MoVBMMn B 40,n40,40,4 0 C r ,40 号及 45号钢管等作为全浮式半轴的材料时，其扭转屈服极限达到 784Mpa 左右。在保证安全系数在1.31.6 范围时，半轴扭转许用应力可取为 490588Mpa. 对越野车、矿用汽车等使用条件差的汽车，应该取较大的安全系数，这时需用应力应取小值；对于使 用条件较好的公路汽车则可取较大的许用应力。当传递最大转矩时，半轴花键剪切应力不应超过 71.05Mpa，挤压应力不应该超过 196Mpa,半轴单位长度的最大转角不应大于 8 m/0 。 5.3 半轴的材料与热处理 为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径，常常将加工花键的端部做的粗些，并适当地见小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增加，通常取 10齿（轿车半轴）至 18 齿（载货汽车半轴）。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。重 型车半轴的杆部较粗，外端凸缘也很大，当无较大锻造设备时可采用两端均为花键连接的结构，且取相同花键参数以简化工艺。在现代汽车半轴上，渐开线花键用的较广，但也又采用矩形或梯形花键的。 半 轴 多 采 用 含 铬 的 中 碳 合 金 钢 制 造 ， 如C r Mn T iC r Mn S iC r Mo AC r Mn S iC r Mn MoCr 35,35,40,40,40,40 等。 40MnB 是我国研制出的新钢种，作为半轴材料效果很好。半轴的热处理过去都采用调制处理的方法，调质后要求杆部硬度为 HB388 444（凸缘部分可将至 HB248）。近年来采用高频、中频感应淬火的增多。这种处理方法使半轴表面淬火硬度达HRC52 63,硬 化层深约为其半径的 1/3，心部硬度可定为 HRC30 35；不淬火区（凸缘等）的硬度可定在 HB248-277 范围内。由于硬化层的本身强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，以及采用喷丸处理、滚压半轴凸缘根部过度圆角等工艺，使半轴的静强度和疲劳强度大为提高，尤其是疲劳强度提高十分显著。由于这些先进工艺的采用，不用合金钢而采用中碳（ 40号 50号）钢的半轴也日益增多。 第 6 章 驱动桥结与设计 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 35 - 驱动桥壳的主要功用是支承汽车质量，并承受由车轮传来的路面的反力和反力矩，并经悬架传给车架（或车 身）；它又是主减速器、差速器、半轴的装配基体。 6.1 桥壳的结构型式选择 a)可分式桥壳 可分式桥壳的整个桥壳由一个垂直结合面分为左右两部分，每一部分均由一个铸件壳体和一个压入其外端的半轴套管组成。半轴套管与壳体用铆钉联接。在装配主减速器及差速器后左右两半桥壳是通过在中央结合面处的一圈螺栓连成一个整体。其特点是桥壳制造工艺简单、主减速器轴承支撑刚度好，但对主减速器的装配、调整及维修都很不方便，桥壳的强度和刚度也比较低。过去这种所谓两端可分式桥壳见于轻型汽车上，由于上述缺点现已很少采用。 b)整体式桥壳 整体式桥壳的特点是将整个桥壳支撑一个整体，桥壳犹如以整体的空心梁，其强度及刚度都比较好。且桥壳与主减速器壳分作两体，主减速器齿轮及差速器军装在独立的主减速器壳里，构成单独的总成，调整好后再由桥壳中部前面装入桥壳内，并与桥壳用螺栓固定在一起，使主减速器和差速器的拆装、调整、维修、保养都十分方便。 整体式桥壳按其制造工艺的不同又可分为铸造整体式、钢板冲压焊接式和光管扩张成形式三种。 c)组合式桥壳 将主减速器壳作为桥壳中间部分，而在其两端压入无缝钢管，再用销钉或塞焊于与固定而成。组合式桥壳同样具有可分式桥壳所具 有的轴承座刚度好的优点，同时由于其后端有课拆装的后盖，主减速器及差速器均由后盖孔处装入，因此使拆装、调整主减速器及差速器比可分式桥壳方便。与整体式桥壳相比，组合式桥壳较小，故桥壳质量小，另外组合式桥壳对加工精度要求较高，整个桥壳的刚度比整体式差。 驱动桥应满足如下设计要求： 1）应具有足够的强度和刚度，以保证主减速器齿轮啮合正常并不使半轴产生附加弯曲应力， 2）在保证强度和刚度的前提下，尽量减少质量以提高汽车行驶平顺性， 3）保证足够的离地间隙， 4）结构工艺性好，成本低， 5）保护装于其上的传动部件和防止 泥水侵入， 6）拆装、调整、维修方便。 考虑设计的是微型载货汽车，驱动桥壳的结构形式采用组合式桥壳。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 36 - a)铸造式 b）钢板冲压焊接式 图 6-1 整体式桥壳示意图 图 6-2 组合式桥壳示意图 6.2 桥壳的结构设计与计算 选定桥壳的结构形式以后，应对其进行受力分析，选择其端面尺寸，进行强度计算。 汽车驱动桥的桥壳是汽车上的主要承载构件之一，其形状复杂，而汽车的行驶条件如道路状况、气候条件及车辆的运动状态又是千变万化的，因此要精确的计算出汽车行驶时作用于桥壳各处的应力大小是相当困难的。在通常的情况下，在设计桥壳时多采用常规设计方法，这是桥壳看成简支梁并校核某些特定断面的最大应力值。我国通常推荐：计算时将桥壳复杂的手里状况简化成三 种典型的计算工况，即当车轮承受最大的铅垂力（当汽车满载行驶于不平路面，受冲击载荷）时；当车轮承受最大切应力（当汽车满载并以 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 37 - 最大牵引力行驶并紧急制动）时；以及当车轮承受最大侧向力（当汽车满载侧滑）时。只要在这三种载荷计算工况下桥壳的受力分析之前，还应先分析一下汽车满载静止于水平路面时桥壳最简单的受力情况，即进行桥壳的静弯曲盈利计算。 6.2.1 桥壳的静弯曲应力分析与计算 桥壳犹如一空心横梁，两端经轮毂轴承支承于车轮上，在钢板弹簧座处桥壳承受汽车的簧上载荷，而左右轮胎的中心线，地面给轮胎的反力 2G /2（双轮胎 时则沿双胎中心），桥壳则承受此力与车轮重力wg之差值，即（WgG 22），计算简图如图 6-3所示。 图 6-3 桥壳静 弯曲应力计算简图 桥壳按静载荷计算时，在其两钢板弹簧座之间的弯矩 M 为 2 s)-2G(M 2 Bg w N.m （ 6-1） 式中： 2G 汽车满载时静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷， 2G =7045.45N wg 车轮重力， N； B 驱动车轮轮距，在此为 1.3m； S 驱动桥壳桑两钢板弹簧座中心 间的距离，在此为 1.1m； 桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座附近。通常由于wg远小于 2G /2，且设计时不易准确预计，当无数据时可以忽略不计，所以， 2 1 .13.127 0 4 5 .4 5M =352.27N.m （ 6-2） 而静弯曲应力wj则为 wj=310VWM Mpa （ 6-3） 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 38 - 式中： M 两钢板弹簧座之间的弯矩，此时为 352.27N.m； vW 危险断面处（钢板弹簧座附近）桥壳的垂向弯曲截面系数，具体见下：截面图如图 6-4 所示，其中 B=110mm,H=120mm, =20mm,1=25mm. 图 6-5 钢板弹簧座附近桥壳的截面图 垂向弯曲截面系数： vW= )b-BHH61 33 h（= )7070-1201101206 1 33 （=230652.78mm3 水平弯曲截面系数： hW = )b-BHB61 33 h（ = )7070-1201101106 1 33 （ =251621.2 mm3 扭转截面系数： tW= )(2 11 HB =2 25(110-20) （ 120-25） =427500 mm3 垂直弯曲截面系数，水平弯曲截面系 数，扭转截面系数的计算参考材料力学关于桥壳在钢板弹簧座附近的危险断面的形状，主要由桥壳的结构形式和制造工艺来确定，从桥壳的使用强度来看，矩形管状（高度方向为长边）的比圆形管状的要好。所以在此采用巨型管状。 根据上式桥壳的静弯曲应力wj= 31078.230652 27.352 =1.53Mpa 6.2.2 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算 当汽车在不平路面上高速行驶时，桥壳出承受静止状态下那部分载荷外，还承受附加的冲击载荷。在这两种载荷总的作用下，桥壳所产生的弯曲 应力wd 为 wd=wjdk Mpa （ 6-4） 式中：dk 动载荷系数，对于再活汽车取 2.5； wj 桥壳在静载荷下的弯曲应力， Mpa。 根据上式 wd = 53.15.2 =3.83 Mpa 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 39 - 6.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算 为了使计算简化，不考虑侧向力，仅按汽车作直线行驶的情况进行计算，另从安全系数方面做适当考虑。如图 6-6 所示为汽车以最大牵引力行驶的受力简图。 图 6-6 汽车 以最大牵引力行驶的受力简图 作用在左右驱动车轮的转矩所引起的地面对于左右驱动车轮的最大切向反作用力共为 maxp=rge r iiT 1max N （ 6-5） 根据上式可计算得maxp=2 4 5.0 95.011.441.378 =4238.85N 由于设计时某些参数未定而无法计算出汽车加速行驶时的质量转移系数2m 值，而对于 载货汽车的后驱动桥 2m 可在 1.11.3 范围内选取，在此取 1.1。 此时后驱动桥桥壳在左右钢板弹簧座之间的垂向弯矩VM为 VM=2)m2G 22 sBg w （ N.m （ 6-6） 根据上式VM=2 1.13.11 .127 0 4 5 .4 5 =387.5 N.m 由于驱动车轮所承受的地面对 其作用的最大切向反作用力maxp，使驱动桥壳也承受着水平方向的弯矩 hM ，对于装有普通圆锥齿轮差速器的驱动桥，由于其左右驱动轮车轮的驱动转矩相等，故有 hM = 22max sBp N.m （ 6-7） 所以根据上式 hM =2 1.13.12 85.4238 =211.94 N.m 桥壳还承受因驱动桥传递驱动转矩而引起的反作用力矩，这时在两钢板弹簧 间桥壳承受的转矩 T 为 T =2Temax i N.m （ 6-8） 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 40 - 式中：maxeT 发动机最大转矩，在此为 78N.m i 传动系最低传动比； 传动系的传动系的传动效率，在此取 0.95； 根据上式可计算得 T =2 95.011.441.378 =519.26 N.m 所以在钢板弹簧座附近的危险断面处的弯曲应力w和扭转应力 分别为 w=hhVV WMWM Mpa （ 6-9） =tWT Mpa （ 6-10） 式中：VM ， hM 分别为桥壳在两钢板弹簧之间的垂向弯矩和水平弯矩； VW ， hW, tW 分别为桥壳在未向断面处的垂 向弯曲截面系数，水平弯曲截面系数和扭转截面系数 根据上式可以计算得w=2.251621 1094.21178.230622 105.38733 =17.6 Mp =427500 1026.5193 =1.22 Mpa 6.2.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算 这时不考虑侧向力，图 6-7 为汽车在紧急制动时的受力简图。 图 6-7 汽车在紧急制动时的受力简图 由于设计时一些参数是未知的，所以后驱动桥计算用的汽车紧急制动时的质 量转移系数 2m 不可计算，一般对于载货汽车后驱动桥 2m 取 0.750.95 图 6-7为汽车紧急制动时后驱动桥壳的受力分析简图，此时作用在左右驱动 车 轮上除垂向反作用力 2/mG 22 外，尚 有切向反向力，即地面对驱动轮的制 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 41 - 动 力 2/G2， 因此可求得紧急制动时桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩VM及水平方向弯矩hM分别为 VM=2)m2G 22 sBg w （ （ 6-11） hM=2m2G 2 sB （ 6-12） 式中： m 汽车制动时的质量转移系数，计算后驱动桥时 m = 2m =0.85； 驱动车轮与路面的附着系数，计算时可取 0.750.80，在此取 0.8； 根据上式可以计算得VM=2 1.13.10 .8 527 0 4 5 .4 5 =299.43N.m hM = 2 1.13.185.00 .827 0 4 5 .4 5 =239.54 N.m 图 6-8 汽车紧急制动时前后驱动桥的受力简 图 桥壳在两钢板弹簧座的外侧部分处同时还承受制动力所引起的转矩 T，对于后驱动桥 ： rr22 m2GT N.m （ 6-13） 根据上式 245.08.00 . 8 527 0 4 5 . 4 5T =586.88 N.m 所以根据上式计算出在钢板弹簧座附近危险断面的弯曲应力和扭转应力分别为 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 42 - w=2.251621 1094.21178.230622 105.38733 =17.6 Mp =427500 1026.5193 =1.22 Mpa 由于桥壳的需用弯曲应力 【 】 为 300500Mpa,许用扭转应力【 】为150400Mpa， 所以该设计的桥壳满足这种条件下的强度要求。 结论 本文在国内外微型货车驱动桥结构形式的总体发展趋势下，根据给定的结构参数，计算出汽车总体设计基本参数，而后选择驱动桥各构件的形式，并完成驱动 桥主减速器和差速器以及半轴部分的设计计算和校核。本论文主要涉及到以下几个方面： （ 1）根据给定的设计参数，参照传统设计方法和现有车型，确定汽车总体设计参数，具体包括主要结构尺寸参数、质量参数和性能参数，并选择发动机和轮胎的结构形式； （ 2）根据总体参数选择主减速器、差速器、半轴和桥壳的选型； 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 43 - （ 3）设计主减速器、差速器和半轴的主要结构尺寸，并对其进行强度校核。 （ 4）根据设计结果绘制两张零号图纸。 本驱动桥设计结构合理，符合实际应用，具有很好的动力性和经济性，驱动桥总成及零部件的设计能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需要，维修、保养方便，机件工艺性好，制造容易。 但此设计中中仍有许多的不足，再设计结构尺寸时，有些设计参数是按照以往经验值得出，这样就带来了一定的误差；在强度和寿命计算方面基本满足要求，仍需进一步完善；另外，在一些小的方面，由于时间问题，做得还不够仔细，恳请各位老师同学给予批评指正。 参考文献 1 王望予 .汽车设计 .北京：机械工业出版社， 2004. 2 陈家瑞 .汽车构造 .北京：机械工业出版社， 2003. 3 机械设计手册编委会 .机械设计手册 .北 京：机械工业出版社， 2004. 4 朱孝录 .齿轮传动设计手册 .北京：化学工业出版社， 2004. 5 余志生 .汽车理论 .北京：机械工业出版社， 2006. 6 西北工业大学机械原理及机械零件教研室 .机械原理 .北京：高等教育出版社， 2006. 7 刘品，李哲 .机械精度设计与检测基础 .哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2006. 8 王春香 .材料力学 .哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社， 2007. 9 汽车工程手册编辑委员会 .汽车工程手册：基础篇 .北京：人民交通出版社，2001. 10 陈铁鸣 .机械设计 .哈尔滨：哈尔滨工业大学出 版社， 2006. 11 刘惟信 .汽车车桥设计 .北京：清华大学出版社， 2004 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 44 - 12 王丽洁，吴佩年 .机械制图 .哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社， 2004. 13 li-Ping, Jeong Kim, Beom-Soo Kang. Analysis and desing of hydroforming progress for automobile rear axle housing by FEMJ. Internation Journal of machine Tools & Manufacture,2000, (4). 致谢 毕业设计是我在校期间的最后一个综合性学习环节，是我四年以来的学习总结和汇报。通过毕业设计，不仅培养了我综合应用所学的急促理论、专业知识和基本技能分析解决问题的能力，而且引导我们理论联系实际，走向社会工作岗位的重要台阶。 时至今日，几个月的毕业设计终于可以画上一个句号了，但是现在回想起来做毕业设计的整个过程，其中有苦有甜。毕业设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。无论是整个设计过程还是设计中出现的每一个不懂的细节，都要认 真去查阅资料，争取把毕业设计搞好。由于视野的狭窄和经验的缺乏，可能不是一篇理想之作，并且对问题的探讨还没有深入到一定的层次。但是在以后的工作中可继续努力，把这种精神带到今后的工作和学习中，大胆创新，不断努力学习，爱岗敬业，服务社会。在文中也难免会有疏漏和错误之处，望各位批评指正。同时，在完成论文的过程中，发现自己的知识也很贫乏，遇到的困难也是众多的，所以在今后还要继续努力 ! 在此，特别感谢我的指导教师孙凤英老师以及所有给予我无私帮助的老师和同学 ,感谢他们在我的整个毕业设计过程中所提出的宝贵建议和卓越的见解！ 这些都让我受益匪浅！再次向你们致以最深的谢意！ 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 45 - 附 录 附录 1 外文中文翻译 驱动桥和差速器 所有的汽车都装有不同类型的驱动桥和差速器来驱动汽车行驶。无论是前驱汽车，后驱汽车还是四轮驱动的汽车，对于将发动机的动力转化到车轮上差速器都是不可缺少的部件。 动力的传递 驱动桥必须把发动机的动力转一个直角后传递出去，但人对于前轮驱动汽车发动机输出的转矩与主减速器是在同一直在线的，但是发动机前置的后轮驱动的汽车发动机的动力必须以正确的角度传递出去，来驱动车轮。 图中所示是齿轮驱动的过程，即由一个 相对小的齿轮驱动一个大齿轮（主动齿轮和从动齿轮），从动锥齿轮和差速器壳连接在一起，在半轴的根部有一对带有内花键的半轴齿轮，半轴齿轮和半轴通过花键来连接在一起。当差速器壳旋转时，就驱动内部的半齿轮转动从而使半轴转动，将转矩传给车轮。 后驱动桥 后轮驱动的车辆大多是卡车，大型轿车和大部分跑车。典型的后轮驱动的车辆使用前置发动机和变速箱总成将转矩传输到后轮驱动桥。多驱动桥汽车中，在贯通式驱动桥的布置中，各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内，并且各驱动桥不是分别用自己的传动轴与分动器直接联接，而是位于分动器前面的或 后面的各相邻两桥的传动轴，是串联布置的。汽车前后两端的驱动桥的动力，是经分动器并贯通中间桥而传递的。其优点是，不仅减少了传动轴的数量，而且提高了各驱动桥零件的相互通用性，并且简化了结构、减小了体积和质量。 一些车辆不是这个典型的例子。如老式的保时捷或大众汽车引擎在汽车后面，是后轮驱动。这些车辆使用的后方安装驱动桥与半轴来驱动车轮。另外， 一些车辆是前置引擎，后桥与传动轴连接发动机来驱动车轮。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 46 - 差速器 为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求车轮行程，汽车左右驱动轮间都 装有差速器，后者保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学要求。 防滑差速器主要可分为两大类： （ 1）强制锁止式在普通差速器上增加强制锁止机构，当发生一侧车轮打滑时，驾驶员可通过电动、气动或机械的方式来操纵锁止机构，拨动啮合套将差速器壳与半轴锁成一体，从而暂时失去差速的作用。这种方式结构比较简单，但必须由驾驶员进行操作，并在良好路面上停止锁止，恢复差速器的作用。 （ 2）自锁式在差速器中安装粘性硅油联轴节或摩擦离合器，当发生一侧车轮打滑时，两侧半轴出现转速差， 联 轴节或离合器就自动发生摩擦阻力，使另一侧车轮得到一定的扭矩而驱动汽车继续行驶。当两侧车轮没有转速差时，摩擦阻力