汽車驅動橋設計說明

摘要

本次設計為參照乘用轎車驅動橋來進行的，目的是為了檢驗大學幾年的學習成果以

及為將來的工作打下堅實的基礎。說明書中闡述了驅動橋殼的功能與作用、設計的要求

及其工作原理，通過查閱大量的汽車設計資料，以及結合所學的知識，對該驅動橋殼進

行了方案論證、結構方案分析以及設計計算。本次設計的驅動橋采用半浮式半軸的整體

式橋殼單級螺旋錐齒輪傳動。普通對稱式圓錐行星齒輪（兩個）的差速形式。設計中包

括了驅動橋殼、主減速器和差速器等各項參數的確定，其中包括主要參數的選擇計算、

受力情況、強度校核等，并且還對一對齒輪上的支承軸承進行了壽命校核。以及對本次

設計做出總結。整個畢業設計歷時兩個多月，在老師的悉心指導和同學的熱心幫助下得

以順利完成。最后感謝在畢業設計期間給予我幫助的老師和同學。從這次畢業設計中，

我必將受益非淺。

關鍵詞：乘用轎車驅動橋設計后橋主減速器

廣西工學院2010屆畢業設計說明書

目錄

摘要....................................................................I

Abstract................................................................................................錯誤！未定義書簽。

前言................................................................V

第一章總體方案設計....................................................V

1.1車型參數........................................................V

1.2概述...........................................................2

1.3驅動橋結構型式及選擇...........................................VI

1.4主減速器設計.....................................................4

1.4.1主減速器結構方案分析......................................5

1.4.2單級主減速器傳動形式分析..................................4

1.4.3雙曲面齒輪傳動與螺旋錐齒輪傳動比較選擇...................IX

1.5主減速器主、從動錐齒輪的支承方案...............................X

1.5.1主動錐齒輪的支承...........................................7

1.5.2從動錐齒輪的支承選擇......................................9

1.6差速器設計.......................................................9

1.6.1對稱式圓錐行星齒輪差速器..................................9

1.6.2強制鎖止式防滑差速器......................................9

1.6.3自鎖式差速器............................................XIII

1.7驅動車輪的傳動裝置............................................XIII

1.7.1半浮式半軸..............................................XIV

1.7.23/4浮式.................................................XIV

1.7.3全浮式半軸..............................................XIV

1.8驅動橋殼設計...................................................XV

1.8.1驅動橋殼應滿足如下設計要求.............................XV

1.8.2驅動橋殼結構方案分析....................................XV

第二章主減速器設計.................................................XVI

2.1錐齒輪計算載荷的確定..........................................XVI

廣西工學院2010屆畢業設計說明書

2.1.1按日常行駛轉矩MGF確定從動鎧齒輪計算載荷.............XVI

2.1.2按發動機最大使用轉矩來確定從動錐齒輪計算載荷MGe..........XVII

2.1.3按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪計算載荷MGS......................XVIII

2.2錐齒輪主要參數的選擇........................................XVIII

2.1.1主從動錐齒輪齒數Zi、Z2的選擇.........................XVIII

222從動錐齒輪大端節圓直徑和端面模數的選擇.................XIX

2.2.3齒面寬b的選取..........................................XIX

2.2.4螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的螺旋方向........................XX

2.2.5螺旋角際的選擇...........................................18

2.2.6齒輪法向壓力角的選擇.....................................18

2.3主減速器螺旋錐齒輪的強度計算...................................19

2.3.1單位齒長上的圓周力.....................................XXII

2.3.2輪齒的彎曲疲勞強度計算...............................XXIII

2.3.3輪齒接觸強度的計算...................................XXIV

2.4主減速器軸承計算及選擇........................錯誤！未定義書簽。

241錐齒輪面上的作用力.......................錯誤！未定義書簽。

242主減速器軸承載荷的計算..................錯誤！未定義書簽。

2.4.3錐齒輪軸承型號的確定.....................................28

2.5主減速器齒輪的材料及熱處理.....................................30

2.6主減速器的潤滑.................................................31

第三章差速器設計......................................................32

3.1概述............................................................32

3.2差速器的結構型式選擇...........................................32

3.3圓錐行星齒輪差速器.............................................32

3.4差速器錐齒輪的強度計算.....................................XXXV

第四章半軸的設計.....................................................38

4.1概述............................................................38

4.2半軸的計算......................................................38

4.3半軸花鍵的強度計算.............................................40

4.4半軸的強度校核.................................................41

in

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4.5半軸的結構設計及材料與熱處理...................................42

第五章橋殼的設計.....................................................43

5.1驅動橋殼結構方案選擇...........................................43

5.2驅動橋殼強度計算.............................錯誤！未定義書簽。5

5.3材料的選擇.....................................................48

結束語..............................................................XLV

致謝..................................................................XLV

參考文獻..............................................錯誤！未定義書簽。

IV

廣西工學院2010屆畢業設計說明書

-JUX.—1—

刖百

隨著經濟和科學技術的不斷發展，汽車工業也逐漸成為我國的支柱產業，汽車已經

進入千家萬戶。而隨著我國加入了WTO,人民的生活水平得到不斷提高，微型客貨兩

用車、轎車等高級消費品已進入平常家庭。

在我國，汽車工業起步較晚。入世后，我國的汽車工業面臨更多的機遇和挑戰，隨

著改革開放，我國的汽車工業也將會有質的飛躍。隨著汽車工業的不斷壯大，以及汽車

行業持續快速的發展，如何設計出更經濟實惠，工作可靠，性能優良，且符合中國國情

的汽車己經是當前汽車設計者的緊迫問題，也是我們作為汽車工程本科畢業生，必須肩

負的重任。在面臨著前所未有的機遇的同時，我們要努力為我們的汽車工業做出應有的

貢獻。經過四年的刻苦學習，我掌握了多門基礎知識和專業知識。更閱讀了大量的專業

書籍，為從事汽車行業的工作打下了堅實的基礎。

本人的設計題目、要求及任務是：汽車單級驅動橋總成設計

第一章總體方案設計

1.1車型參數⑴

本設計的車型：乘用僑車

參考車型：標致505GTi

型號：505GTiEstate

牌號：標致

名稱：乘用轎車

生產廠家：標致

本設“車型的主要參數：

外型尺寸(長x寬x高)：4898x1730x1540

前后輪距：1470/1440mm

總質量：1580kg

整備質量：1393kg

最小離地間隙：130mm

最高車速：170km/h

發動機最大扭矩；188/4250(N.m/r/min)

V

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最大功率：97kw/5750（r/min）

變速器速比：1檔3.59,2檔2.09,3檔1.37,4檔1.00,5檔0.82倒檔3.63

主減速器速比：4.11

輪輛規格：62JX14,輪胎類型與規格：195/70R14

1.2概述

驅動橋處于動力傳動系的末端，不僅是汽車的動力傳遞機構，也是行走機構。其基

本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩，并將動力合理地分配給左、右驅動功能。

驅動橋是汽車傳動系中的主要總成之一。驅動橋的設計是否合理直接關系到汽車使

用性能的好壞。

驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼等組成。

主減速器：將低由傳動軸傳來的轉速并增大扭矩。

差速器：在兩輸出軸間分配轉矩并保證兩輸出軸可能以不同的轉速旋轉。

半軸：接受并傳遞轉矩到兩邊驅動車輪”

驅動橋殼：支承汽車整體質量，并承受由車輪傳來的由路面不平引起的反力和反力

矩，并經懸架傳遞給支架或車身。

驅動橋設計應當滿足如下基本要求：

1.所選擇的主減速比應能保證汽車具有最佳的動力性和燃料經濟性。

2.外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。

3.齒輪及其它傳動件工作平穩，噪聲小。

4.在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率「

5.在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，尤其是簧下質量應盡量小，

以改善汽車平順性。

6.與懸架導向機構運動協調，對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動協

調。

7.結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調整方便。

1.3驅動橋結構型式及選擇⑵

驅動橋的結構形式與驅動車輪的懸架形式密切相關。當車輪采用非獨立懸架時，驅

動橋應為非斷開式（或稱為整體式），即驅動橋殼是一根連接左右驅動車輪的剛性空心梁,

而主減速器、差速器及車輪傳動裝置（由左、右半軸組成）都裝在它里面。當采用獨立懸

架時，為保證運動協調，驅動橋應為斷開式。這種驅動橋無剛性的整體外殼，主減速器

及其殼體裝在車架或車身上，兩側驅動車輪則與車架或車身作彈性聯系，并可彼此獨立

地分別相對于車架或車身作上下擺動，車輪傳動裝置采用萬向節傳動；當車輪采用獨立

懸架時，驅動橋應為斷開式。現把它們各自的結構特點分析（如：表1?1）：

VI

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表1」驅動橋結構型式及選擇

形式斷開驅動橋非斷開驅動橋

rn,1H

特

點1

d亳

橋殼分段，彼此之間用橋殼是一根支承在左、右驅

結較鏈連接，可作相對運動；動輪上的剛性空心梁，而主減速

構

特主減速潛、差速器等固定在器、差速器和半軸等傳動部件都

點

支架或車身上，兩側驅動輪裝在其內；整個驅動橋通過懸架

通過獨立懸架與支架或車身與支架或車身連接

連接，兩輪可彼此獨立地相

對于支架或車身上下跳動

減低簧下質量從而改善結構簡單，制造工藝性好，

優汽車通過性，提高行使平順成本低，工作可靠，維修和調整

點

性，平均車速提高。降低車容易

輪和車橋上的動載荷，提高

了零部件的使用壽命。與地

面接觸良好，抗側滑能力提

高，汽車的持縱穩定性更好

結構復雜，成本較高簧下質量大，對降低動載荷

缺不利，平順性差，Hmin小，通

點過性不好

越野車、轎車各種貨車、客車及多數越野

應車和部分轎車

用

非斷開驅動橋

選

取

VII

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1.4主減速器設計

1.4.1主減速器結構方案分析

汽車的主減速器有單級主減速器和雙級主減速器，減速型式的選擇與汽車的類型及

使用條件有關，有時也與制造廠已有的產品系列及制造條件有關，但它主要取決于由動

力性、經濟性等整車性能所要求的主減速比io的大小及驅動橋卜?的離地間隙、驅動橋的

數目及布置型式等。

本車型采用單級主減速器，由于單級主減速器具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊及

制造成本低等優點，因而廣泛地用在主減速比i（W7.61勺各種中小型汽車上。例如：轎車、

輕型載貨汽車都是采用單級主減速器，大多數中型載貨汽車也采用這種型式。

1.4.2單級主減速器傳動形式分析

單級主減速器傳動形式主要有四種：螺旋錐齒輪傳動、雙曲面齒輪傳動、圓柱齒輪

傳動和蝸輪蝸桿傳動。它們的傳動形式如圖⑶（1-1）：

圖1-1單級主減速器傳動形式

圖534■誠速器齒輪傳動形式

1）螺旋漁齒.蛇傳動b）雙曲面齒輪傳動c）劇欄齒輪傳數d）明桿傳動

1）雙曲面齒輪傳動

雙曲面齒輪傳動的主、從動齒輪的軸線相互垂直而不相交，主動齒輪軸線相對從動

齒輪軸線在空間偏移一距離E（偏移距），由于偏移距的存在，使主動齒輪螺旋角向大

于從動齒輪螺旋角仇，從而使雙曲面齒輪傳動比大于相同尺寸的螺旋錐齒輪傳動比。

2）螺旋錐齒輪傳動

而是逐漸從一端連續平穩地轉移向另一端，另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少

有兩對以上的輪齒同時齒合，所以它工作平穩，能承受較大的負荷，制造也簡單。但在

VIII

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工作中噪聲大，對齒合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會使工作條件急劇變壞，

并伴隨磨損增大而噪聲增大。為保證齒輪副的正確齒合，必須將支承軸承預緊，提高了

支承剛度，增大殼體剛度c

3）蝸桿蝸輪傳動

蝸桿蝸輪傳動比較大（io>7）在任何轉速使用下均能工作非常平穩且無噪聲，便于

汽車的總布置及貫通式多橋驅動的布置，能傳遞大的載荷，使用壽命長，結構簡單，折

裝方便，調整容易。但制造成本高，傳動效率低，應用于重型多橋驅動汽車和具有高轉

速發動機的大客車上。

4）圓柱齒輪傳動

圓柱齒輪傳動一般采用斜齒輪，廣泛應用于發動機橫置且前置前驅動的轎車驅動橋

和雙級主減速器置通式驅動橋。

1.4.3雙曲面齒輪傳動與螺旋錐齒輪傳動比較選擇

表1-2從動輪的選擇

類型螺旋錐齒輪雙曲面齒輪

由于螺旋角較大，兩者尺寸相同時，此種齒輪傳動比io大，

優摩擦損失較小，傳當i。一定且從動齒輪尺寸相同時，此類齒

點

動效率高達99%,輪直徑大，輪齒強度大，剛度大。當io一

抗膠合能力強，軸定，主動齒輪尺寸和同，此類齒輪Hmin

承負荷小，潤滑成較大。此類齒輪有側向滑動和縱向滑動，

本低。工作平穩、縱向滑動可使其運轉平穩。pl>p2，重合度

能承受較大的負大，可提高傳動平穩性和彎曲強度。其主

荷、制造也簡單。動齒輪較大，加工時所需刀盤刀頂距較大，

因而切削刃壽命較長。

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同尺寸時傳動比沿齒長的縱向滑動會使摩擦損失增加，降

缺小，同傳動比時齒低傳動效率。雙曲面齒輪副傳動效率約為

占

/、、、輪強度和剛度較96%,齒面間大的壓力和摩擦功，可能導

小。Hmin小。在致油膜破壞和齒面燒結咬死，即抗膠合能

工作中噪聲大，對力較低。雙曲面主動齒輪具有較大的軸向

嚙合精度很敏感，力，使其軸承負荷增大。雙曲面齒輪傳動

齒輪副錐頂稍有必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑

不吻合便會使工的特種潤滑油，

作條件急劇變壞，

并伴隨磨損增大

和噪聲增大。

螺旋錐齒輪

取選

1.5主減速器主、從動錐齒輪的支承方案

主減速器中必須保證主、從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好的工作。

齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質量、裝配調整及軸承、主減速器殼體的剛度有關以

外，與齒輪的支承剛度密切相關。

1.5.1主動錐齒輪的支承⑷

主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。

圖1-2主減速器錐齒輪的支承形式

a）主動錐齒輪懸臂式b）主動錐齒輪跨置式c）從動錐齒輪

懸臂式支承結構（圖l-2a）的特點是在錐齒輪大端一側采用較長的軸頸，其上安裝兩

個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度a和增加兩支承間的距離b,以改善支承剛度，應

使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開錐頂的軸向力由靠近齒輪的軸承承

受，面反向軸向力則由另一軸承承受。為了盡可能地增加支承剛度，支承距離b應大于

x

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2.5倍的懸臂長度a,且應比齒輪節圓直徑的70%還大，另外靠近齒輪的軸徑應不小于

尺寸a。為了方便拆裝，應使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的支承軸徑大些。靠近

齒輪的支承軸承有時也采用圓柱滾子軸承，這時另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的

雙列圓錐滾子軸承。支承刖度除了與軸承形式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長度有關

以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關。

懸臂式支承結構簡單，支承剛度較差，用于傳遞轉矩較小的轎車、輕型貨車的單級

主減速器及許多雙級主減速器中。

不跨置式支承結構（圖l-2b）的特點是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增

加支承剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。

此外，由于齒輪大端一側軸頸上的兩個相對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以

縮短主動齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可減小傳動軸夾角，有利于整車布置。但是

跨置式支承必須在主減速器殼體上有支承導向軸承所需要的軸承座，從而使主減速落殼

體結構復雜，加工成本提高。另外，因主、從動齒輪之間的空間很小，致使主動齒輪的

導向軸承尺寸受到限制，有時甚至布置不下或使齒輪拆裝困難。跨置式支承中的導向軸

承都為圓柱滾子軸承，并且內外圈可以分離或根本不帶內圈。它僅承受徑向力，尺寸根

據布置位置而定，是易損壞的一個軸承。

參考所選車型屬于乘用轎車且僅用于跑一般運輸，所需傳遞最大扭矩較小，因此主

減速器主動錐齒輪采用懸臂式支承。

1.5.2從動錐齒輪的支承選擇

從動錐齒輪的支承（圖l-2c）,其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間

的分布比例有關。從動錐齒輪多用圓錐滾子軸承支承。為了增加支承剛度，兩軸承的圓

錐滾子大端應向內，以減小尺寸c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的

位置設置加強肋以增強支承穩定性，c+d應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70%。

為了使載荷能盡量均勻分配在兩軸承上，應盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。在具有大

的主傳動比和徑向尺寸較大的從動錐齒輪的主減速器中，為了限制從動錐齒輪因受軸向

力作用而產生偏移，在從動錐齒輪的外緣背面加設輔助支承。輔助支承與從動錐齒輪背

面之間的間隙，應保證偏移量達到允許極限時能制止從動錐齒輪繼續變形。主、從動齒

輪受載變形或移動的許用偏移量如圖（l-3c）所示。

XI

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圖1-3a-b從動錐齒輪輔助支承圖1-3c主、從動錐齒輪的許用偏移量

1.6差速器設計

差速器的結構型式選擇，應從所設計汽車的類型及其使用條件出發，以滿足該型汽

車在給定的使用條件下的使用性能要求⑸。

差速器的結構型式有多種。大多數汽車都屬于公路運輸車輛，對于在公路上和市區

行駛的汽車來說，由于路面較好，各驅動車輪與路面的附著系數變化很小，因此幾乎都

采用了結構簡單、工作平穩、制造方便、用于公路汽車也很可靠的普通對稱式圓錐行星

齒輪差速器，作為安裝在左、右驅動輪間的所謂輪間差速器使用；對于經常行駛在泥濘、

松軟土路或無路地區的越野汽車來說，為了防止因某一側驅動車輪滑轉而陷車，則可采

用防滑差速器。后者又分為強制鎖止式和自鎖式兩類。自鎖式差速器又有多種結構型式

的高摩擦式和自由輪式的以及變傳動比式的。

1.6.1對稱式圓錐行星齒輪差速器

普通的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，2個行星齒

輪（少數汽車采用3個行星齒輪，小型、微型汽車多采用2個行星齒輪），行星齒輪軸（不

少裝4個行星齒輪的差逮器采用十字軸結構），半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于

其結構簡單、工作平穩、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等優點，最廣泛地用在轎

車、客車和各種公路用載貨汽車上.有些越野汽車也采用了這種結構，但用到越野汽車

上需要采取防滑措施。例如加進摩擦元件以增大其內摩擦，提高其鎖緊系數；或加裝可

操縱的、能強制鎖住差速器的裝置——差速鎖等。

由于整速器殼是裝在主減速器從動齒輪上，故在確定主減速界從動齒輪尺寸時，應

考慮差速器的安裝。差速涔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。

XII

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1.6.2強制鎖止式防滑差速器⑹

充分利用牽引力的最簡單的一種方法是在普通的圓錐齒輪差速器上加裝差速鎖，必

要時將差速器鎖住。此時左、右驅動車輪可以傳遞由附著力決定的全部轉矩。

當汽車駛入較好的路面時，差速器的鎖止機構應即時松開，否則將產生與無差速器

時一樣的問題，例如使轉彎困難、輪胎加速磨損、使傳動系零件過載和消耗過多的功率

等。由于上述種種原因，強制鎖住差速器的方法未得到廣泛應用。

1.6.3自鎖式差速器

為了充分利用汽車的牽引力，保證轉矩在驅動車輪間的不等分配以提高抗滑能力，

并避免上述強制鎖止式差速器的缺點，創造了各種類型的自鎖式差速器。

用以評價自鎖式差速器性能的主要參數，是它的鎖緊系數。為了提高汽車的通過性,

似乎是鎖緊系數愈大愈好，但是過大的鎖緊系數如前所述，不但對汽車轉向操縱的輕便

靈活性、行駛的穩定性、傳動系的載荷、輪胎磨損和燃料消耗等，有不同程度的不良影

響，而且無助于進一步提高驅動車輪抗滑能力。因此設計高通過性汽車差速器時，應正

確選擇鎖緊系數值。

一般越野汽車的低壓輪胎與地面的附著系數的最大值為0.77）.8（在于燥的柏油或混

凝工路面上），而最小值為0.1?0.2（在開始溶化的冰上）。可見相差懸殊的附著系數的最大

比值為8。因此，為了充分利用汽車牽引力，差速器的鎖緊系數K實際上選定為8就已

足夠。而汽車在不好的道路和無路地區行駛的實踐表明，各驅動車輪與地面附著系數不

同數值之比，一般不超過3?4。因此選取K=37是合適的，在這種情況下汽車的通過

性可以得到顯著的提高，而其轉向操縱等使用性能實際上并不變壞。

自鎖式差速器有滑塊■凸輪式、蝸輪式、自由輪式等多種形式。

選取：普通對稱式圓錐行星齒輪。

1.7驅動車輪的傳動裝置

驅動車輪的傳動裝置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉矩由差速器半軸齒輪傳

給驅動車輪。在斷開式驅動橋和轉向驅動橋中，驅動車輪的傳動裝置包括半軸和方向節

傳動裝置且多采用等速方向節。在一般非斷開式驅動橋上，驅動車輪的傳動裝置就是半

軸，這時半軸將差速器半軸齒輪與輪轂連接起來，在裝有輪邊減速器的驅動橋上，半軸

將半軸齒輪與輪邊減速器主動齒輪連接起來。

普通非斷開式驅動橋的半軸，根據其外端的支承型式或受力狀況的不同而分為半浮

式、3/4浮式和全浮式三種。

XIII

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如圖1-4所示:

a):半浮式半軸b):3/4浮式半軸

圖1-4半軸支撐形式

1.7.1半浮式半軸

半浮式半軸的內端支承方式與上述相同，即半軸內端不承受力及力矩。作用在車輪

上的各反力及力矩都必須經過半軸傳給驅動橋殼。因半軸內端不受彎矩，而外端卻承受

全部彎矩和轉矩，故稱為半浮式。

半浮式支承中，半軸與橋殼中的軸承一般只用一個，為使半軸和車輪不致于被向外

的側向力拉出，該軸承必須承受向外的軸向力。

半浮式半軸支承結構簡單，廣泛用于承受載荷較小的轎車上。

1.7.23/4浮式

3/4浮式半軸的結構特點半軸外端僅有一個軸承并裝在驅動橋殼半軸套管的端部，

直接支承著車輪輪轂，而半軸則一其端部凸緣與輪轂用螺釘連接，該形式半軸受載情況

與半浮式相似，只是載荷有所減輕、一般僅用在轎車和輕型貨車上。

1.7.3全浮式半軸

全浮式半軸支承廣泛應用在各種貨車上。輪轂通過兩個相距較遠的圓錐滾子軸承支

承在半軸套管上。半軸內端用花鍵與差速器的半軸齒輪連接。在外端，路面對驅動輪的

作用力(垂直反力Fz、切向反力Fx和側向反力Fr)以及由它們形成的彎矩，直接由輪轂

通過兩個錐軸承傳給橋殼，完全不由半軸承受。同樣，在內端作用在主減速器從動錐齒

輪上的力及彎矩全部由差速器殼直接承受，與半軸無關。因此這樣的半軸支承形式，使

半軸只承受轉矩，而兩端均不承受任何反力和反力矩，故稱為全浮式支承形式。所謂“浮”

是對卸除半軸的彎曲負荷而言。

為防止輪轂及半軸在側向力作用下發生軸向竄動，輪轂內的兩個錐軸承的安裝方向

必須使它們能分別承受向內和向外的軸向力。軸承的預緊度可調整，并有鎖緊螺母鎖緊。

XIV

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優點：全浮式支承的半軸易于拆裝，只需擰下半軸凸緣上的螺釘，就可將半軸從半

軸套管中抽出，而車輪和車橋照樣能支持住汽車。

選取：全浮式半軸

1.8驅動橋殼設計

驅動橋殼的主要功用是支承汽車質量，并承受由車輪傳來的路面反力和反力矩，并

經懸架傳給車架（或車身）；它又是主減速器，差速器，半軸的裝配基體。

1.8.1驅動橋殼應滿足如下設計要求⑺

（1）應具有足夠的強度和剛度，以保證主減速器齒輪齒合正常并不使半軸產生附

加彎曲應力。

（2）在保證強度和剛度的前提下，盡量減小質量以提高汽車行駛平順性。

（3）保證足夠的離地間隙。

（4）結構工藝性好，成本低。

（5）保護裝于其上的傳動系部件和防止泥水浸入。

（6）折裝、調整、維修方便。

1.8.2驅動橋殼結構方案分析

驅動橋殼大致可分為可分式、整體式和組合式二種C

1）可分式橋殼

可分式橋殼的整個橋殼由一個垂直接合面分為左右兩部分，每一部分均由一個

鑄件殼體和一個壓入其外端的半軸套管組成。半軸套管與殼體用鉀釘聯接。在裝配主減

速器及差速器后左右兩半橋殼是通過在中央接合面處的一圈螺栓聯成一個整體C其特點

是橋殼制造工藝簡單、主減速器軸承支承剛度好。但對主減速器的裝配、調整及維修都

很不方便，橋殼的強度和剛度也比較低。過去這種所謂兩段可分式橋殼見于輕型汽車，

由于上述缺點現已很少采用。

2）整體式橋殼

整體式橋殼的特點是將整個橋殼制成一個整體，橋殼猶如一整體的空心粱，其強度

及剛度都比較好。且橋殼與主減速器殼分作兩體，主減速器齒輪及差速器均裝在獨立的

主減速殼里，構成單獨的總成，調整好以后再由橋殼中部前面裝入橋殼內，并與橋殼用

螺栓固定在一起。使主減速器和差速器的拆裝、調整、維修、保養等都十分方便。

按制造工藝不同，整體式橋殼可分為鑄造式、鋼板沖壓焊接式和擴張成形式三種。

鑄造式橋殼的強度和剛度較大，但質量大，加工面多，制造工藝復雜，主要用于中、重

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型貨車上。鋼板沖壓焊接式和擴張成形式橋殼質量小，材料利用率高，制造成不低，適

于大量生產，廣泛應用于轎車和中、小型貨車及部分重型貨車上。

3）組合式橋殼

組合式橋殼是將主減速器殼與部分橋殼鑄造為一體而后用無縫鋼管分別壓入殼體

兩端，兩者間用塞焊或銷釘固定，它的優點是從動齒輪軸承的支承剛度較好，主減速器

的裝配、調整比可分式橋殼方便，然而要求有較高的加工精度，常用于轎車、輕型貨車

中。

選取：整體式橋殼（鋼板沖壓焊接式）

本設計確定方案如下：

參考車型：標致505GTi

驅動形式：前置后驅動

驅動橋：非斷開式驅動橋

主減速器：單級主減速器（螺旋錐齒輪傳動）

主動齒輪支承方式：懸臂式支承

差速器：普通對稱式圓錐行星齒輪（兩個）

半軸：全浮式半軸

橋殼：整體式橋殼（鋼板沖壓焊接式）

第二章主減速器設計

2.1錐齒輪計算載荷的確定⑻

2.1.1對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發動機最

大功率巳皿及其轉速%的情況下，所選擇的i°值應能保證這些汽車有盡可能高的最高

車速Vamax。這時i0值應按下式來確定：

XVI

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rn

rnp

i0=0.377

Vamax1gh

式中二---------車輪的滾動半徑，此處給定輪胎型號為195/70R14,查表得滾動

半徑為305mmo

iRh-------------變速器量高檔傳動比。igh=0.82

把最大功率時轉速np=4250r/n,最高車速Vamax=170km/h代入上式

計算得i0=3.51

按日常行駛轉矩分確定從動錐齒輪計算載荷

「『二叫小力+/)”?他

ln71d

式中：Ga---------汽車總重量，15800N；

-----------車輪滾動半徑，0.306m；

普-----------從動錐齒輪到輪邊減速比，取1；

力----------驅動軸傳動效率，圓弧錐齒輪取0.90；

fa----------公路坡度系數，它代表汽車在設計時要求能夠持續爬坡的能力，而不是

公路的坡度系數，取0.08；

fJ----------性能系數，代表汽車在坡度上的加速能力，取0.017；

f-----------道路滾動阻力系數，計算時轎車取f=0.010?0.015；載貨汽車取

0.015-0.020；越野汽車取0.020?0.035；該車取0.015

代入公式可得：7；/=60L66N?加

所以，1\=工

=171.41N.m

A71?仆

lo，n

最大計算扭矩取1,2計算的較小值，所以

Tc=2132.07N.m

計算轉矩:=607.43N.m

2.1.2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Tee

he二kdlm-ki35

n

式中：

Tee-------------計算轉矩，Nin；

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T.W---------發動機最大轉矩；Tenax=188N.m

n---------計算驅動橋數，n=1；

ir--------分動器傳動比，iL1；

i0--------主減速器傳動比，i0=3.51；

n---------變速器傳動效率，n=o.9O；

k---------液力變矩器變矩系數，K=l；

凡---------由于猛接離合器而產生的動載系數，Kd=l；

i,---------變速器最低擋傳動比，i尸3.59；

將數據代入上式可得：

Tce=2132.07N.m

2.1.3按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪計算載荷

按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩Tc

式中：G2-------每個驅動軸上的重量，為60%G=60%X15800=9480N

7%-------加速時重量轉移系數，此處為1.1；

（P----------輪胎與路面的附著系數，對于一般輪胎的公路用汽車在良好的混凝

土或瀝青路上可取0.85；

G---------車輪滾動半徑，0.306%

仆--------車輪到從動錐齒輪間的傳動比，取1;

n----------車輪到從動錐齒輪間的傳動效率，一般為0.9；

將數據代入公式可得到TC「3013.69N.in

2.2錐齒輪主要參數的選擇⑵

能夠表征齒輪副的參數有很多，主要參數有減速比（由總布置確定），主、從動

齒輪齒數ZI、Z2,從動錐齒輪的節圓直徑d2、端面模數ms，法向壓力角aon,螺旋角即

等。

2.2.1主從動錐齒輪齒數Z2的選擇

對于單級主減速器，當io較大時，則應盡量使主動齒輪的齒數取值小些，以得到滿

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意的驅動橋離地間隙。當i侖6時，ZI的最小值可取為5,但為了嚙合平穩及提高疲勞強

度,ZI最好大于5。當io較小(如io=3.5?5)時，引可取為7~12,但這時常常會因主、從

動齒輪齒數太多、尺寸太大而不能保證所要求的橋下離地間隙。為了磨合均勻，主、從

動齒輪的齒數乙，Z2之間應避免有公約數；為了得到理想的齒面重疊系數，其齒數之和

對于載貨汽車應不少于40,對于轎車應不少于50。在選取齒數時，應根據減速比的值

和齒輪加工方法確定主動齒輪齒數Z1,然后再選取Z2o根據以上的說法，此車所選Z|=10,

Z2取41。

所以計算得i°=3.51,Tc=2132.07N.m,=607.43N.mo

2.2.2從動錐齒輪大端節圓直徑和端面模數的選擇

從動錐齒輪的節圓直徑徑(乂叫分度圓直徑)可以根據從動錐齒輪上的計算轉矩按

經驗公式確定C2］：

d2=Kd2療(2-4)

式中：d2-----從動錐齒輪大端節圓半徑mm；

Kd2——直徑系數，取13?16

Tj——從動錐齒輪上的計算轉矩，取屋與「沖中的最小值，Nm

初取d2=Kd2/=210mm

從動錐齒輪的節圓半徑確定后，端面模數m2可按m=d2/z2計算得：

m=d2/Z2=5.12mm

根據較核公式較核［3］：

m=Km"(2-5)

式中：Km——模數系數，取0.3?0.4；

Tj——從動錐齒輪上的計算轉矩，取鼠與T渺中的最小值，N-m

ms=KniVX^=(0.3?0.4)V2132.07=4.050-5.400mm

計算后得較核m>d2/z2o故m=5mm

修正得：

d?=ms/Z2=5x41=205mm

2.2.3齒面寬b的選取

通常講齒而寬，指從動大齒輪的齒面寬F2,螺旋錐齒輪副的小齒輪齒而寬F】較F2

大10%,齒面寬過寬并不能增加輪齒的強度及壽命，反而由于加工原因，易引起齒根處

應力集中，一般齒面寬取：

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F2=0.155d2=0.155x205=31.775mm

圓整為32mm,

所以bi=l.lx32=35mm

2.2.4螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的螺旋方向

分為"左旋''與"右旋''兩種。對著齒面看去，如果輪齒的彎曲方向從其小端至大端為

順時針走向時，則稱為右旋齒，反時針時則稱為左旋齒。主、從動齒輪的螺旋方向是不

同的。

螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪在傳動時所產生的軸向力，其方向決定于齒輪的螺旋方向

和旋轉方向。螺旋方向的確定主要是根據所要求的軸向力的方向是離開錐頂，這樣可以

使齒輪嚙合間隙有增大的趨勢，不致于使輪齒卡死而損壞。因此，一般汽車主減速器的

主動錐齒輪為左旋方向，從動錐齒輪為右旋。

2.2.5螺旋角。的選擇

螺旋角是在節錐表面的展開圖上定義的。節錐齒線（節錐表而與齒廓表面的交線）上

任一點的螺旋角，是該點處的切線和節錐頂點與該點的連線之間的夾角。螺旋錐齒輪與

雙曲面齒輪的螺旋角沿節錐齒線是變化的，齒面寬中點處的螺旋角稱為齒輪的中點螺旋

角或名義螺旋角。

螺旋錐齒輪傳動主、從動齒輪的中點螺旋角或名義螺旋角是相等的。選擇齒乾的螺

旋角時，應考慮到它對齒面（或縱向）重疊系數、輪齒強度和軸向力的大小有影響。螺旋

角應足夠大以使重疊系數不小于1.25。因重疊系數愈大傳動就愈平穩噪聲就愈低。對轎

車應打.5?1.8。當22.0時可得到很好的結果。螺旋角過大時會引起軸向力亦過大，因此

應有一個適當的范圍。汽車主減速器錐齒輪的螺旋角多在35。?40。，轎車選擇較大的值

來保證有較大的重疊系數,貨車通常取較小的值來防止軸向力過大。該車選為35。

2.2.6齒輪法向壓力角的選擇

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，在此輕型轎車選擇壓力角a=20。

2.3主減速器螺旋錐齒輪的強度計算

完成主減速器螺旋錐齒輪的幾何參數的計算后對其進行強度計算，以保證主減速器

錐齒輪有足夠的強度和壽命，能安全可靠的工作。

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參數及其計算確定

名稱代計算公式和說明計算結果

號

軸交角按需要確定，一般10。?2?170。，最常Z=90°

用90。

螺旋角通常pnt=35°?40°,最常用pm=35°o4=35。

pm

大端分4,按照經驗公式初定，得到端面模數，cj=55mm

度圓直徑de

然后4=〃?eXZde2=205mm

分錐角E=90。,6=arctanzjz2,8,=Ed=13.7。,

b

心=76.3°

外錐距R0=de/2sinbRe=116.1\mm

Re

齒寬系<t>R=〃(=+"(pR=0.3017"〃？

數

齒寬b=MRe6=35mm

b

中點模加,”=/（1-0.5。火）m=4.248

數%

中點法向me=3.51

="7ntcos

數%

中點分d,”=4,(1-0.5四)d研=54.85mm

度圓直徑d,n

dm9=174.15mm

中點錐〃〃

Rin=Re-0.5bRni=98.61"

距K

頂隙c-cme,頂隙系數c*=0.178c=0.89

c

齒頂高，

hu=(A*+x)me,齒頂高系數h：=0.85%=7.71

ha

h(i2=6.425

齒根高

hf=(勺+c-x)me"=2.52,

hf

hJf2/=3.02

XXI

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工作齒hk=2瓦”hk=8.5〃?加

局hk

全齒高〃=4+力/h=10.23〃〃〃

h

齒根角6fl=arctan/?/1/&e；=arctan%/凡，=1.24。,％2=1.49°

%

齒頂角%=0/2%=%i%=L49。,%=1.24。

頂錐角a3a以=15.19。,%=77.5

a

根錐角=6—91=14.94°,=74/

%

2.3.1單位齒長上的圓周力“以

1)按發動機最大轉速計算

2小3'1。3℃

p=---------------(2-6)

式中：Tcmax——發動機最大轉矩，取188N/m；

ig——變速器速比，Kii=3.59,is=0.82；

di----主動齒輪節圓直徑，取50mm；

F——從動齒輪的齒面寬，取32mm,

Pi=tmaxg-----=2x188x3.59xl000/(50x32)=843.65N/mm

d[F

2TixlO3

p、=t，maxy-----=2：＜188x0.82xl000/(50x32)=192.7N/mm

d、F

2)按輪胎的最大附著力矩計算

2GW/7?103

P~d^F

式中G2一—驅動橋對水平地面的負荷，N；該車為滿載量為1580kg,所以為

15484/2=7742N

(P——輪胎與地面的附著系數；該車為0.85

r.——輪胎的滾動半徑，m；該車為0.306

d2——主減速器從動齒輪節圓直徑，mm。該車為205

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3

2G2(prrx\0=2x7742x0.85x0.306x1000/(35x205)=561.3IN/mm

d2F

表許用單位齒長上的圓周力2-2

按發動機最大轉矩計算按最大附著附著系數

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