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摘 要 汽 車 正 常 行 駛 時 發(fā) 動 機 的 轉 速 通 常 在 2000 至 3000r min 左 右 如 果 將 這 么 高 的 轉 速 只 靠 變 速 箱 來 降 低 下 來 那 么 變 速 箱 內 齒 輪 副 的 傳 動 比 則 需 很 大 而 齒 輪 副 的 傳 動 比 越 大 兩 齒 輪 的 半 徑 比 也 越 大 換 句 話 說 也 就 是 變 速 箱 的 尺 寸 會 越 大 另 外 轉 速 下 降 而 扭 矩 必 然 增 加 也 就 加 大 了 變 速 箱 與 變 速 箱 后 一 級 傳 動 機 構 的 傳 動 負 荷 所 以 在 動 力 向 左 右 驅 動 輪 分 流 的 差 速 器 之 前 設 置 一 個 主 減 速 器 主 減 速 器 的 存 在 有 兩 個 作 用 第 一 是 改 變 動 力 傳 輸 的 方 向 第 二 是 作 為 變 速 器 的 延 伸 為 各 個 檔 位 提 供 一 個 共 同 的 傳 動 比 變 速 器 的 輸 出 是 一 個 繞 縱 軸 轉 動 的 力 矩 而 車 輪 必 須 繞 車 輛 的 橫 軸 轉 動 這 就 需 要 有 一 個 裝 置 來 改 變 動 力 的 傳 輸 方 向 之 所 以 叫 主 減 速 器 就 是 因 為 不 管 變 速 器 在 什 么 檔 位 上 這 個 裝 置 的 傳 動 比 都 是 總 傳 動 比 的 一 個 因 子 有 了 這 個 傳 動 比 可 以 有 效 的 降 低 對 變 速 器 的 減 速 能 力 的 要 求 這 樣 設 計 的 好 處 是 可 以 有 效 減 小 變 速 器 的 尺 寸 使 車 輛 的 總 布 置 更 加 合 理 汽 車 主 減 速 器 最 主 要 的 作 用 就 是 減 速 增 扭 我 們 知 道 發(fā) 動 機 的 輸 出 功 率 是 一 定 的 根 據(jù) 功 率 的 計 算 公 式 W M v 功 率 扭 矩 速 度 當 通 過 主 減 速 器 將 傳 動 速 度 降 下 來 以 后 能 獲 得 比 較 高 的 輸 出 扭 矩 從 而 得 到 較 大 的 驅 動 力 此 外 汽 車 主 減 速 器 還 有 改 變 動 力 輸 出 方 向 實 現(xiàn) 左 右 車 輪 差 速 或 中 后 橋 的 差 速 功 能 關 鍵 字 傳 動 系 驅 動 軸 主 減 速 器 Abstract 2 Normal driving of the car the engine speed is usually around 2000 to 3000r min if such a high speed alone gearbox to reduce down then the gearbox Gears gear than you need and the drive gear pairratio increases the radius of the two gears is greater in other words is the gearbox size larger In addition the speed decreases torque bound to increase will increase the transmission load of a gearbox and gearbox transmission Therefore prior to the diversion of power to the left and right driving wheel differential to set up a main gear box The existence of the main gear box has two roles the first is to change the direction of power transmission and the second is as an extension of the transmission to provide a common transmission ratio for each gear A transmission output is around the longitudinal axis of rotation of the torque the wheels have to go around the horizontal axis rotation of the vehicle which requires a device to change the direction of the transmission of power Is called a main gear box because regardless of transmission the gear transmission ratio of this device are the total transmission ratio of a factor With this transmission ratio can effectively reduce the ability to slow down transmission the benefits of this design can effectively reduce the size of the transmission so that the general arrangement of the vehicle a more reasonable Auto main gear box of the most important role is to slow the increase in twist We know that the engine output power is certain to get a relatively high output torque larger driving force In addition the automotive main gear box to change the direction of power output left and right wheel differential or rear axle differential features Keywords transmission system drive shaft main reducer 目錄 1 緒論 5 1 1 驅動橋簡介 5 1 2 主減速器設計的基本要求 5 2 單級主減速器結構方案分析 6 2 1 主減速器的的結構形式 6 2 1 1 主減速器齒輪的類型 6 2 1 2 主減速器主動錐齒輪的支承型式及安置方法 7 2 1 3 主減速器從動錐齒輪的支承型式及安置方法 7 2 1 4 主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調整 8 2 1 5 主減速器的減速型式 8 2 2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算 10 2 2 1 主減速比 0i的確定 10 2 2 2 主減速齒輪計算載荷的確定 11 2 3 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇 13 2 3 1 齒數(shù)的選擇 13 2 3 2 節(jié)圓直徑的選擇 13 2 3 3 齒輪端面模數(shù)的選擇 14 2 3 4 齒面寬的選擇 14 2 3 5 雙曲面齒輪的偏移距 E 15 2 3 6 螺旋錐齒輪螺旋方向 15 2 3 7 螺旋角的選擇 16 2 3 8 齒輪法向壓力角的選擇 18 2 4 螺旋錐齒輪幾何尺寸計算 18 2 5 主減速器螺旋錐齒輪強度計算 21 2 5 1 計算圓周力 21 2 5 2 輪齒彎曲強度 23 2 5 3 輪齒接觸強度 25 2 6 錐齒輪的材料及熱處理 27 3 主減速器齒輪的材料及熱處理 29 4 主減速器的潤滑 30 4 總 結 31 致 謝 32 參考文獻 33 5 1 緒論 1 1 驅動橋簡介 驅動橋是汽車傳動系的重要組成部分 它位于傳動系的末端 一般由主減速器 差速器 車輪傳動裝置和橋殼等組成 其功用是 將萬向傳動裝置傳來的發(fā)動機轉 矩通過主減速器 差速器 半軸等傳到驅動車輪 實現(xiàn)降低轉速 增大轉矩 通過 主減速器圓錐齒輪副改變轉矩的傳遞方向 通過差速器實現(xiàn)兩側車輪差速的作用 保證內 外車輪以不同的轉速轉向 承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力 縱向力和橫向力 以及制動力矩和反作用力矩等 驅動橋分斷開式和非斷開式兩類 斷開式驅動橋 為了提高汽車行駛平順性和通 過性 有些轎車和越野車全部或部分驅動輪采用獨立懸架 即將兩側的驅動輪分別用 彈性懸架與車架相聯(lián)系 兩輪可彼此獨立地相對于車架上下跳動 于此相應 主減速 殼固定在車架上 驅動橋殼應制成分段并通過鉸鏈連接 這種驅動橋稱為斷開式驅動 橋 非斷開式驅動橋 整個驅動橋通過彈性懸架與車架連接 由于半軸套管與主減速 器殼是剛性連成一體的 因而兩側的半軸和驅動輪不可能在橫向平面內做相對運動 故稱這種驅動橋為非斷開式驅動橋 亦稱為整體式驅動橋 1 2 主減速器設計的基本要求 主減速器是汽車傳動系中減小轉速 增大扭矩的主要部件 它是依靠齒數(shù)少的錐 齒輪帶動齒數(shù)多的錐齒輪 對發(fā)動機縱置的汽車 其主減速器還利用錐齒輪傳動以改 變動力方向 由于汽車在各種道路上行使時 其驅動輪上要求必須具有一定的驅動力 矩和轉速 在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器后 便可使主減 速器前面的傳動部件如變速器 萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小 從而可使其尺寸 及質量減小 操縱省力 驅動橋中主減速器設計應滿足如下基本要求 a 所選擇的主減速比應能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性 b 外型尺寸要小 保證有必要的離地間隙 齒輪其它傳動件工作平穩(wěn) 噪音小 c 在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率 與懸架導向機構與動協(xié)調 d 在保證足夠的強度 剛度條件下 應力求質量小 以改善汽車平順性 e 結構簡單 加工工藝性好 制造容易 拆裝 調整方便 6 2 單級主減速器結構方案分析 2 1 主減速器的的結構形式 2 1 1 主減速器齒輪的類型 在現(xiàn)代汽車驅動橋上 主減速器采用得最廣泛的是螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪 在 雙級主減速器中 通常還要加一對圓柱齒輪 多采用斜齒圓柱齒輪 或一組行星齒輪 在輪邊減速器中則常采用普通平行軸式布置的斜齒圓柱齒輪傳動或行星齒輪傳動 在 某些公共汽車 無軌電車和超重型汽車的主減速器上 有時也采用蝸輪傳動 螺旋錐齒輪其主 從動齒輪軸線相交于一點 交角可以是任意的 但在絕大多數(shù) 的汽車驅動橋上 主減速齒輪副都是采用 90 交角的布置 由于輪齒端面重疊的影響 至少有兩對以上的輪齒同時嚙合 因此 螺旋錐齒輪能承受大的負荷 加之其輪齒不 是在齒的全長上同時嚙合 面是逐漸地由齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)地轉向另 端 使得其 工作平穩(wěn) 即使在高速運轉時 噪聲和振動也是很小的 雙曲面齒輪其主 從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉 其空間交叉角也都是采用 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時 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凄的支承 這對于增強支承 剛度 保證輪齒正確嚙合從而提高齒輪壽命大有好處 雙曲面齒輪的偏移距使得其主 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)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) 這有利于大傳動比傳動 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 i0 4 5 的傳動有其優(yōu)越性 當傳動比小于 2 時 雙曲 7 面主動齒輪相對于螺旋錐齒輪主動齒輪就顯得過大 這時選用螺旋錐齒輪更合理 因 為后者具有較大的差速器可利用空間 2 1 2 主減速器主動錐齒輪的支承型式及安置方法 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 這是齒輪能否正確嚙合并具有較高使用壽命的重要因素之一 現(xiàn)在汽車主減速器主動錐齒輪的支承型式有以下兩種 懸臂式 齒輪以其輪齒大端一側的軸頸懸臂式地支承于一對軸承上 為了增強支承剛度 應使兩軸承支承中心間的距離齒輪齒面寬中點的懸臂長度大兩倍以上 同時比齒輪節(jié) 圓直徑的 70 還大 并使齒輪軸徑大于等于懸臂長 當采用一對圓錐滾子軸承支承時 為了減小懸臂長度和增大支承間的距離 應使兩軸承圓錐滾子的小端相向朝內 而大 端朝外 以縮短跨距 從而增強支承剛度 騎馬式 齒輪前 后兩端的軸頸均以軸承支承 故又稱兩端支承式 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 約減小到懸臂式支承的 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 5 1 7 齒輪承載能力較懸 臂式可提高 10 左右 裝載質量為 2t 以上的汽車主減速器主動齒輪都是采用騎馬式支承 但是騎馬式支 承增加了導向軸承支座 是主減速器結構復雜 成本提高 轎車和裝載質量小于 2t 的 貨車 常采用結構簡單 質量較小 成本較低的懸臂式結構 2 1 3 主減速器從動錐齒輪的支承型式及安置方法 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支承之間 的分布而定 為了增加支承剛度 支承間的距離應盡可能縮小 兩端支承多采用圓錐 滾子軸承 安裝時應使他們的圓錐滾子的大端相向朝內 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 球面圓錐滾子軸承具有自動調位的性能 對軸的歪斜的敏感性較小 這一點當主減速器從動齒輪軸承的尺寸大時極為重要 向 心推力軸承不 8 需要調整 但僅見于某些小排量轎車的主減速器中 只有當采用直齒或人字齒圓 柱齒輪時 由于無軸向力 雙級主減速器的從動齒輪才可以安裝在向心球軸承上 轎車和輕型載貨汽車主減速從動錐齒輪采用無輻式結構并用細牙螺釘以精度較高 的緊配合固定在差建界殼的突緣上 這種方法對增強剛性效果較好 中型和重型汽車 主減速從動錐齒輪多采用有幅式結構并有螺栓或鉚釘與差速器殼突緣連結 2 1 4 主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調整 支撐主減速器齒輪的圓錐滾子軸承需預緊以消除安裝的原始間隙 磨合期間該間 隙的增大及增強支承剛度 預緊力的大小與安裝形式 載荷大小 軸承剛度特性及使 用轉速有關 主動錐齒輪軸承預緊度的調整 可通過精選兩軸承內圈間的套筒長度 調整墊圈 厚度 軸承與軸肩之間的調整墊片等方法進行 近年來采用波形套筒調整軸承預緊度 極為方便 波形套筒安裝在兩軸承內圈間或軸承與軸肩間 2 1 5 主減速器的減速型式 主減速器的減速型式分為單級減速 雙級減速 雙速減速 單級貫通 雙級貫通 主減速及輪邊減速等 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 低廉的優(yōu)點 廣泛用在主減速比 7 6 的各種中 小型汽車上 單級主減速器都是采0i 用一對螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪 也有采用蝸輪傳動的 雙級主減速器 由兩級齒輪減速器組成 結構復雜 質量加大 制造成本也顯著 增加 因此僅用于主減速比較大 7 6 12 且采用單級減速不能滿足既定的主減速比0i 和離地間隙要求的重型汽車上 以往在某些中型載貨汽車上雖有采用 但在新設計的 現(xiàn)代中型載貨汽車上已很少見 這是由于隨著發(fā)動機功率的提高 車輛整備質量的減 小以及路面狀況的改善 中等以下噸位的載貨汽車往具有更高車速的方向發(fā)展 因而 需采用較小主減速比的緣故 雙速主減速器 對于載荷及道路狀況變化大 使用條件非常復雜的重型載貨汽車 來說 要想選擇一種主減速比來使汽車在滿載甚至牽引井爬陡坡或通過壞路面時具有 足夠的動力性 而在平直而良好的硬路面上單車空載行駛時又有較高的車速和滿意的 娥料經(jīng)濟性 是非常困難的 為了解決這一矛盾 提高汽車對各種使用條件的適應性 9 有的重型汽車采用具有兩種減速比并可根據(jù)行駛條件來選擇檔位的雙速主減速器 它 與變速器各檔相配合 就可得到兩倍于變速器的檔位 顯然 它比僅僅在變速器中設 置超速檔 即僅僅改變傳動比而不增加檔位數(shù) 更為有利 當然 用雙速主減速器代 替半衰期的超速檔 會加大驅動橋的質量 提高制造成本 并要增設較復雜的操縱裝 置 因此它有時被多檔變速器所代替 單級貫通式主減速器 單級貫通式主減速器用于多橋驅動汽車的貫通橋上 其優(yōu) 點是結構簡單 主減速器的質量較小 尺寸緊湊 并可使中 后橋的大部分零件 尤 其是使橋殼 半軸等主要零件具有互換性 它又分為雙曲面齒輪式和蝸輪式兩種結構 型式 雙曲面齒輪式單級貫通式主減速器 是利用了雙曲面齒輪傳動主動齒輪軸線相對于從 動齒輪軸線的偏移 將一根貫通軸穿過中橋井通向后橋 但這種結構受主動齒輪最少 齒數(shù)和偏移距大小的限制 而且主動齒輪的工藝性差 通常主動齒輪的最小齒數(shù)是 8 因此主減速比的最大值只能在 5 左右 故多用于輕型汽車的貫通式驅動橋 當用于大 型汽車時刷需增設輪邊減速器或加大分動器傳動比 蝸輪傳動為布置貫通橋帶來極大方便 且其工作平滑無聲 在結構質量較小的情 況下也可得到大的傳動比 適于各種噸位貫通橋的布置和汽車的總體布置 但由于需 用青銅等有色金屬為材料而未得到推廣 雙級貫通式主減速器 用于主減速比 5 的中 重型汽車的貫通橋 它又有錐齒0i 輪 圓柱齒輪式和圓柱齒輪錐齒輪式兩種結構型式 錐齒輪 圓柱齒輪雙級貫通式主減速器的特點是有較大的總主減速比 因兩級減速 的減速比均大于 1 但結構的高度尺寸大 特別是主動錐齒輪的工藝性差 而從動錐 齒輪又需要采用懸臂式安置 支承剛度差 拆裝也不方便 與錐齒輪 圓柱齒輪式雙級貫通式主減速器相比 圓柱齒輪 錐齒輪式雙級貫通 式主減速器的結構緊湊 高度尺寸減小 但其第一級的斜齒圓柱齒輪副的減速比較小 有時甚至等于 1 為此 有些汽車在采用這種結構布置的同時 為了加大驅動橋的總減 速比而增設輪邊減速器 而另一些汽車則將從動錐齒輪的內孔做成齒圈并裝入一組行 星齒輪減速機構 以增大主減速比 單級 或雙級 主減速器附輪邊減速器 礦山 水利及其他大型工程等所用的重型汽 車 工程和軍事上用的重型牽引越野汽車及大型公共汽車等 要求有高的動力性 而 10 車速則可相對較低 因此其傳動系的低檔總傳動比都很大 在設計上述重型汽車 大 型公共汽車的驅動橋時 為了使變速器 分動器 傳動軸等總成不致因承受過大轉矩 而使它們的尺寸及質量過大 應將傳動系的傳動比以盡可能大的比率分配給驅動橋 這就導致了一些重型汽車 大型公共汽車的驅動橋的主減速比往往要求很大 當其值 大于 12 時 則需采用單級 或雙級 主減速器附加輪邊減速器的結構型式 將驅動橋的 一部分減速比分配給安裝在輪轂中間或近旁的輪邊減速器 這樣以來 不僅使驅動橋 中間部分主減速器的輪廓尺寸減小 加大了離地間隙 并可得到大的驅動橋減速比 其 值往往在 左右 而且半軸 差速器及主減速器從動齒輪等零件的尺寸也可減小 26 1 但輪邊減速器在一個橋上就需要兩套 使驅動橋的結構復雜 成本提高 因此只有當 驅動橋的減速比大于 12 時 才推薦采用 按齒輪及其布置型式 輪邊減速器有行星齒輪式及普通圓柱齒輪式兩種類型 2 2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算 主減速比 驅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) 應在0i 汽車總體設計時就確定 2 2 1 主減速比 的確定0i 主減速比對主減速器的結構型式 輪廓尺寸 質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 的選擇應在汽車總體設計時和傳動0i 系的總傳動比 一起由整車動力計算來確定 可利用在不同 下的功率平衡田來研究Ti 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)作最佳匹配的方法來0i 選擇 值 可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性 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(fā)動機 最大功率 及其轉速 的情況下 所選擇的 值應能保證這些汽車有盡可能高maxePpn0i 的最高車速 這時 值應按下式來確定 v0i 1 1 0maxrpghivi 式中 車輪的滾動半徑 m r 11 變速器量高檔傳動比 ghi 則 02306 73 01 根據(jù)所選定的主減速比 值 就可基本上確定主減速器的減速型式為單級 螺旋0i 錐齒輪傳動 不需要輪邊齒輪 2 2 2 主減速齒輪計算載荷的確定 通常通常是將發(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 的較小者 作為載貨汽車和越jeTj 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 即 2 2 max0 jeTLtiKn 2 3 2rjLBGi 式中 發(fā)動機量大轉矩 maxeTN 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 Li 上述傳動部分的效率 取 T 0 9T 超載系數(shù) 對于一般乘用車 載貨汽車 礦用汽車和越野汽車以及0K 液 力傳動的各類汽車取 01 該車的驅動橋數(shù)目 n 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷 N 對后橋來說還應2G 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 對越野汽車取 對于安裝專門的肪滑寬輪胎的高級轎車取0 85 1 0 12 車輪的滾動半徑 m r 12 分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和 LBi 減速 比 例如輪邊減速器等 綜上所述 13 704 9 1jeT 65Nm 3 82 09 8095jm 4 5 上面求得的計算載荷 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 謂平均比牽引力的值來確定的 即主減速器從動齒輪的平均計算轉矩 為mN 2 4 aTrjmHRPLBGffin 式中 汽車滿載總重 N a 所牽引的掛車滿載總重 N 但僅用于牽引車 T 道路滾動阻力系數(shù) 計算時轎車取 載貨汽車取 Rf 0 1 5Rf 越野汽車取 0 15 20 2 35 汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù) 通常 轎車取 載貨汽車Hf 0 8 和城市公共汽車取 長途公共汽車取 越野汽車取 590 6 19 3 汽車或汽車列車的性能系數(shù) Pf 6 2 5 max0 1 6 TeGf 當 時 取 式中 計算為負時 取 0 值max0 195 Te 0Pf Pf 439 8 2 316 0Pf 式中 等見 3 式下說明 max LBreinT 13 則 3 14359 8 20 1 052 8 9jmT 6 7N 2 3 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇 2 3 1 齒數(shù)的選擇 對于單級主減速器 當 較大時 則應盡量使主動齒輪的齒數(shù)取值小些 以得到0i 滿意的驅動橋離地間隙 當 6 時 的最小值可取為 5 但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲1z 勞強度 最好大于 5 當 較小 如 時 引可取為 但這時常常會因1z0i03 5i 7 12 主 從動齒輪齒數(shù)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(shù) 之間應避免有公約數(shù) 為了得到理想的齒面重疊系數(shù) 其1z2 齒數(shù)之和對于載貨汽車應不少于 40 對于轎車應不少于 50 依據(jù)以上理論 可取 1z 239z 表 2 1 汽車主減速器主動錐齒輪齒數(shù) 2 傳動比 z 2 z1 z1 推薦 z1 允許范圍 1 50 1 75 14 12 16 1 75 2 00 13 11 15 2 00 2 50 11 10 13 2 50 3 00 10 9 11 3 00 3 50 10 9 11 3 50 4 00 10 9 11 4 00 4 50 9 8 10 4 5 5 0 8 7 9 5 00 6 00 7 6 8 6 00 7 50 6 5 7 7 50 10 00 5 5 6 2 3 2 節(jié)圓直徑的選擇 可根據(jù)從動錐齒輪的計算轉矩中取較小值按經(jīng)驗公式選出 2 2 6 23djKT 14 式中 從動錐齒輪的節(jié)圓直徑 mm 2d 直徑系數(shù) 取 2K13 6K 計算轉矩 jTmN 則 32148 95107 2d 2 3 3 齒輪端面模數(shù)的選擇 選定后 可按式 算出從動錐齒輪大端端面模數(shù) 并用下式校核 2 2 mdz 5 2 7 3jKT 式中 計算轉矩 j N 模數(shù)系數(shù) 取 m0 3 4m 則 2 dz 107 9 5 校核 3 3mjKT 0 48 9 27 表 2 2 錐齒輪模數(shù) 6 mm 0 1 0 12 0 15 0 2 0 25 0 3 0 35 0 4 0 5 0 6 0 7 0 8 0 9 1 1 125 1 25 1 375 1 5 1 75 2 2 25 2 5 2 75 3 3 25 3 5 3 75 4 4 5 5 5 5 6 6 5 7 8 9 10 11 12 14 16 18 20 22 25 28 30 32 36 40 45 50 經(jīng)查表得 2 7m 2 3 4 齒面寬的選擇 汽車主減速器螺旋錐齒輪從動齒輪齒面寬 F mm 推薦為 1 2 8 220 15Fd 15 0 157 2x 6m 主動齒輪的齒面寬為 6 2 9 012 F 16 8 m 式中 從動齒輪節(jié)圓直徑 mm 2d 2 3 5 雙曲面齒輪的偏移距 E 轎車 輕型客車和輕型載貨汽車主減速器的 值 不應超過從動齒輪節(jié)錐距 的E0A 40 接近于從動齒輪節(jié)圓直徑 的 20 而載貨汽車 越野汽車和公共汽車等重負荷2d 傳動 則不應超過從動齒輪節(jié)錐距 的 20 或取 E 值為 d 的 且一般E0A10 2 不超過 12 傳動比愈大則正也應愈大 大傳動比的雙曲面齒輪傳動 偏移距 可達E 從動齒輪節(jié)圓直徑 的 20 30 但當 大干 的 20 時 應檢查是否存在根切 2d2 2 3 6 螺旋錐齒輪螺旋方向 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(chǎn)生的軸向力 其方向決定于齒輪的螺旋方 向和旋轉方向 判斷齒輪的旋轉方向是順時針還是逆時針時 要向齒輪的背面看去 而判斷軸向力的方向時 可以用手勢法則 左旋齒輪的軸向力的方向用左手法則判斷 右旋齒輪的軸向力的方向用右手法則判斷 判斷時伸直拇指的指向為軸向力的方向 而其他手指握起來后的旋向就是齒輪旋轉的方向 16 圖 2 1 3 齒輪旋轉的方向 2 3 7 螺旋角的選擇 螺旋角是在節(jié)錐表面的展開圖上定義的 節(jié)錐齒線 節(jié)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(jié)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(jié)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 而雙曲面齒輪傳動 由于有了偏移距而使主 從動齒輪的名義螺旋角不等 且 主動齒輪的大 而從動齒輪的小 選擇齒乾的螺旋角時 應考慮到它對齒面 或縱向 重 疊系數(shù) 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(shù)不小于 1 25 因重疊系數(shù)愈大傳動就愈平穩(wěn)噪聲就愈低 對轎車應 1 5 1 8 當 2 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?shù)姆秶?汽車 主減速器錐齒輪的螺旋角多在 轎車選擇較大的值來保證有較大的重疊系數(shù) 0354 貨車通常取較小的值來防止軸向力過大 格里森 制推薦用下式 近似地預選主動齒輪螺旋角的名義值 1 2 11 00211259zEd 式中 主動齒輪名義螺旋角的預選值 主 從動齒輪齒數(shù)12 z 從動齒輪的節(jié)圓直徑 mmd 螺旋錐齒輪取 E0E 所以 6 01316 825972 047 17 預選 后尚需用刀號來加以校正 首先要求出近似刀號 1 3 2 12 12sin0 近 似 刀 號 式中 主 從動輪的齒根角 以 分 表示 12 表 2 3 螺旋錐齒輪的齒高參數(shù) 1 經(jīng)查表得 1 640H 21 8 0 27aK 把數(shù)據(jù)帶入表 2 5 相關公式可求得 451ghm5 027hm 13 4 27 2 8 015 m 075m 069A 17 2 268 那么可求得 12 8 近 似 刀 號 對于螺旋錐齒輪 所得螺旋角名義值還需按照選用的標準刀號進行反算 最終得 到的螺旋角名義值 與預選值 之差不超過 5 1 1 18 按近似刀號選取與其最接近的標準刀號 計有 0 5 1 5 2 5 3 5 4 5 20 5 然后按選定的標準刀號反算螺旋角 1 2 13 120arcsin 標 準 刀 號 根據(jù)近似刀號可選取 12 5 標 準 刀 號 把數(shù)據(jù)代入式 2 13 得 046 由于 即最終可取 為主動齒輪的螺旋角15 046 2 3 8 齒輪法向壓力角的選擇 格里森制規(guī)定轎車主減速器螺旋錐齒輪選用 14 30 或 16 的法向壓力角 載貨汽 車和重型汽車則應分別選用 20 22 30 的法向壓力角 銑刀盤名義直徑 2 dr的選擇 刀盤名義直徑可按從動齒輪分度圓直徑 2d直接按表 3 選取 表 2 4 螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪名義刀盤半徑的選擇 4 由于 2d為 107 20mm 故查表 3 選擇 dr 57 150mm 19 2 4 螺旋錐齒輪幾何尺寸計算 表 2 5 格里森制螺旋錐齒輪幾何尺寸計算用表 2 mm 序 號 計算公式 計算范例 注 釋 1 1z11 小齒輪齒數(shù) 1z應不少于 6 用半展成法加工時 按下表選定 2z 12 2 5 3 4 5 6 8min 17 15 13 8 7 6 2 2z39 齒數(shù) 2z由 1及主減速比 0i確定 但 1z和 2之間應 避免公約數(shù) 對轎車 1z 2應在 50 60 范圍內 而載貨汽車一般要求 40 3 m2 75 端面模數(shù) sm可由 2 zds 進行計算 4 2b16 6 從動齒輪面寬 2b 0 155 同時 b 10m 5 20 法向壓力角 轎車 14 30 或 16 貨車 20 重 型汽車 22 30 6 mHhg1 4 51 齒工作高 gh 其中 1H見表 5 表 6 7 25 027 齒全高 h 8 90 軸交角 9 1mzd 30 25 小齒輪分度圓直徑 10 21arctn 15 75 小齒輪節(jié)錐角 11 1290 74 25 大齒輪節(jié)錐角 12 10sindA55 69 節(jié)錐距 序 計算公式 計算范例 注 釋 20 號 13 mt146 3 8 48 周節(jié) 14 Kha 20 74 大齒輪齒頂高 2h 15 g 1 23 77 小齒輪齒頂高 1 16 1 1 257 小齒輪齒根高 17 22h 4 827 大齒輪齒根高 18 gc 0 517 徑向間隙 19 011artnA 1 32 小齒輪齒根角 20 022rcth 4 48 大齒輪齒根角 21 210 17 07 小齒輪面錐角 22 279 13 大齒輪面錐角 23 11 R14 43 小齒輪根錐角 24 22 69 77 大齒輪根錐角 25 110cos hd 37 51 小齒輪外緣直徑 26 22 107 60 大齒輪外緣直徑 27 101sin hx 14 11 小齒輪節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離 28 2102id 52 89 大齒輪節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離 29 mSsk 22 13 大齒輪理論弧齒厚 2s 其中 kS查表 2 6 21 序 號 計算公式 計算范例 注 釋 30 21st 6 35 小齒輪理論弧齒厚 2s 31 B 0 76 齒側間隙 B 32 46 06 螺旋角 33 螺旋方向 主動齒輪右旋 從動齒輪左旋 34 旋轉方向 主動齒輪順時 針 從動齒輪 逆時針 表 2 6 螺旋錐齒輪的大齒輪理論弧齒后 6 kS 表 2 7 格里森 制圓錐齒輪推薦齒側間隙 3 B 22 2 5 主減速器螺旋錐齒輪強度計算 輪齒損壞形式主要有彎曲疲勞折斷 過載折斷 齒面點蝕及剝落 齒面膠合 齒 面磨損等 2 5 1 計算圓周力 按發(fā)動機最大轉矩計算圓周力有 4 2 14 max3102egTipdF 式中 發(fā)動機最大轉矩 axe Nm 變速器傳動比 通常取 I 檔及直接檔進行計算 gi 主動齒輪分度圓直徑 mm 對螺旋齒輪有 1d 1d mz 則 34 902 87256PNm 按最大附著力矩計算圓周力有 2 2 15 3210rGpdF 式中 滿載下驅動橋上的靜載荷 N 2 輪胎與地面的附著系數(shù) 按表 10 查得 23 輪胎的滾動半徑 m r 主減速器從動齒輪分度圓半徑 mm 2d 則 314063 85 019260 77pNm 許用的單位齒長圓周力 見表 2 8 p 表 2 8 許用單位齒長上的圓周力 1 max3120egTidb 參數(shù) 類別 檔 檔 檔 3210rGpdb 輪胎與地面 的附著系數(shù) 轎車 893 536 321 893 0 85 載貨汽 車 1429 250 1429 0 85 公交車 982 214 0 85 牽引汽 車 536 250 0 65 注 在現(xiàn)代汽車設計中 由于材料及加工工藝等制造質量的提高 計算所得的 值允許高出表中數(shù)據(jù)P 20 25 2 5 2 輪齒彎曲強度 錐齒輪的計算彎曲應力 N mm 2 為 w 1 2 16 0321jsmwvTkFzJ 式中 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力 Mpa 所計算齒輪的計算轉矩 從動齒輪按 min 和 計jTN cTcse cfT 算 主動齒輪按 和 計算 一般由于從動齒輪受力較主動齒輪大 常zTf 只校核從動齒輪 過載系數(shù) 一般取 1 0k 尺寸系數(shù) 它反映了材料性質的不均勻性 與齒輪尺寸及熱處理等因s 24 素有關 當 1 6mm 時 m0 25 4 skm 齒面載荷分配系數(shù) 跨置式結構 1 0 1 1 懸臂式結構 mk 1 10 1 25 質量系數(shù) 當輪齒接觸良好 齒距及徑向跳動精度高時 1 0 vk vk 所計算的齒輪齒面寬 mm F 所計算齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù) 取法見圖 10 圖 13 J3221048 9510 76 4w Nm 32210 710 5694w 8 上述按 或 計算的最大彎曲應力 不超過 700MPa 按 或 計算的疲勞彎cTz cfTzf 曲應力 不應超過 210MPa 破壞的循環(huán)次數(shù) 次 f 610 圖 2 2 彎曲計算用綜合系數(shù) 壓力角為 20 軸交角為 90 的螺旋錐齒輪 J 25 圖 2 3 彎曲計算用綜合系數(shù) 壓力角為 22 30 軸交角為 90 的螺旋錐齒輪 J 2 5 3 輪齒接觸強度 錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為 1 2 17 1max032psfjvCTkdFJ 式中 錐齒輪輪齒的齒面接觸應力 j Mp 主動齒輪計算轉矩 N m zT 主動錐齒輪大端分度圓直徑 mm 1d 取 和 的較小值 mm 通常取從動齒輪的 b2 2bsk 尺寸系數(shù) 它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響 通常取 1 0 齒面品質系數(shù) 它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質 如鍍f 26 銅 磷化處理等 對于制造精確的齒輪 取 1 0 fk 綜合彈性系數(shù) 針對鋼齒輪取 232 6N mm pC12 齒面接觸強度的綜合系數(shù) 取法見 J 見式 2 17 的說明 0kmv 主 從動齒輪的齒面接觸應力是相同的 按 計算的最大接觸應力 不應超過zT 2800MPa 按 計算的疲勞接觸應力 不應超過 1750MPa 破壞的循環(huán)次數(shù) zfTf 次 610 則 323 154 0 71062j 8 Mpa 圖 2 4 接觸強度計算用綜合系數(shù) 平均壓力角為 19 的雙曲面齒輪 J 27 圖 2 5 接觸強度計算用綜合系數(shù) 平均壓力角為 22 30 的雙曲面齒輪 J 圖 2 6 接觸強度計算用綜合系數(shù) 壓力角為 20 軸交角為 90 的螺旋齒輪 J 2 6 錐齒輪的材料及熱處理 汽車主減速器錐齒輪的工作條件非常惡劣 與傳動系其它齒輪相比較 具有載荷 大 作用時間長 變化多 有沖擊等特點 其損壞形式主要有輪齒根部彎曲折斷 齒 28 面疲勞點蝕 剝落 磨損和擦傷等 它是傳動系中的薄弱環(huán)節(jié) 錐齒輪材料及熱處 理應滿足如下要求 1 具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度 齒面具有高的硬度以保證有高的 耐磨性 2 輪齒芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷 避免在沖擊載荷下齒根折斷 3 鍛造性能 切削加工性能及熱處理性能良好 熱處理后變形小或變形規(guī)律易控 制 4 選擇合金材料時 盡量少用我國礦藏量少的元素的合金鋼 如鎳 鉻等 而 選用含錳 釩 硼 鈦 鉬 硅等元素的合金鋼 汽車主減速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造 主要有 20CrMnTi 20MnVB 20Mn2TiB 20CrMnMo 22CrNiMo 和 l 6SiMn2WMoV 等 經(jīng) 過滲碳 淬火 回火后 輪齒表面硬度應達到 58 64HRC 而心部硬度較低 當端面 模數(shù) 8 時為 29 45HRC 當端面模數(shù) 8 時為 32 45HRC 對滲碳層有如下規(guī)mm 定 當端面模數(shù) 5 時 厚度為 0 9 1 3mm 5 8 時 厚度為 1 0 1 4mm 8 時 厚度為 1 2 1 6mmm 為改善新齒輪的磨合 防止其在運行初期出現(xiàn)早期的磨損 擦傷 膠合或咬死 錐齒輪在熱處理及精加工后 作厚度為 0 005 0 020mm 的磷化處理或鍍銅 鍍錫處理 對齒面進行應力噴丸處理 可提高 25 的齒輪壽命 對于滑動速度高的齒輪 可進行 滲硫處理以提高耐磨性 滲硫后摩擦因數(shù)可顯著降低 即使?jié)櫥瑮l件較差 也能防止 齒面擦傷 咬死和膠合 29 3 主減速器齒輪的材料及熱處理 汽車驅動橋主減速器的工作相當繁重 與傳動系其他齒輪比較 它具有載荷大 作用時間長 載荷變化多 帶沖擊等特點 其損壞形式主要有齒板彎曲折斷 齒面疲 勞點蝕 剝落 磨損和擦傷等 據(jù)此對驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求 1 具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度以及較好的齒面耐磨性 故齒表 面應有高的硬度 2 輪齒芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷 避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷 3 鋼材的鍛造 切削與熱處理等加工性能良好 熱處理變形小或變形規(guī)律性易 控制 以提高產(chǎn)品質量 減少制造成本并降低廢品率 4 選擇齒輪材料的合金元素時要適應我國的情況 例如 為了節(jié)約鎳 鉻等我 國發(fā)展了以錳 釩 硼 鈦 鉬 硅為主的合金結構鋼系統(tǒng) 汽車主減速器和差速器圓錐齒輪與雙曲面齒輪目前均用滲碳合金鋼制造 常用的 鋼號有 20CrMnTi 22CrMnMo 20CrNiMo 20MnVB 和 20Mn2TiB 用滲碳合金鋼制造齒輪 經(jīng)滲碳 淬火 回火后 輪齒表面硬度可高達 HRC58 64 而芯部硬度較低 當端面模數(shù) m 8 時為 當 m5 8 時 0 9 13 為 m 8 時 為 4 1 01 2 6 由于新齒輪潤滑不良 為了防止齒輪在運行初期產(chǎn)生膠合 咬死或擦傷 防止早 期磨損 圓錐齒輪與雙曲面齒輪副 或僅大齒輪 在熱處理及精加工 如磨齒或配對研磨 后均予以厚度為 的磷化處理或鍍銅 鍍錫 這種表面鍍層不應用0 5 10 2m 于補償零件的公差尺寸 也不能代替潤滑 對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達 25 對于滑動速度高的齒輪 為了提高 其耐磨性可進行滲硫處理 滲硫處理時的溫度低 故不會引起齒輪變形 滲硫后摩擦 系數(shù)可顯著降低 故即使?jié)櫥瑮l件較差 也會防止齒輪咬死 膠合和擦傷等現(xiàn)象產(chǎn)生 4 主減速器的潤滑 主減速器及差速器的齒輪 軸承以及其他摩擦表面均需潤滑 其中尤其應注意主 減速器主動錐齒輪的前軸承的潤滑 因為其潤堵不能靠潤滑油的飛濺來實現(xiàn) 為此 通常是在從動齒輪的前端近主動齒輪處的主減速殼的內壁上設一專門的集油槽 將飛 濺到殼體內壁上的部分潤滑油收集起來再經(jīng)過進油孔引至前軸承圓錐滾子的小端處 由于圓錐滾子在旋轉時的泵油作用 使?jié)櫥陀蓤A錐浪子的小端通向大端 并經(jīng)前軸 承前端的回油孔流回驅動橋殼中間的油盆中 使?jié)櫥偷玫窖h(huán) 這樣不但可使軸承 得到良好的潤滑 散熱和清洗 而且可以保護前端的油封不被損壞 為了保證有足夠 的潤滑油能流進差速 為了防止因溫度升高而使主減速器殼和橋殼內部壓力增高所引起的謂油 應在主 減速器殼上或橋殼上裝置通氣塞 后者應避開油濺所及之處 加油孔應設置在加油方 便之處 抽孔位置也決定了油面位置低處 但也應考慮到汽車在通過障礙時放油塞不 易被撞掉 31 總 結 短短的三個月的畢業(yè)設計是我們對大學四年的機械知識的整體總結 也是理論與 實踐的結合 通過這次畢業(yè)設計我們收益非淺 這次設計 主要是對乘用車主減速器 系統(tǒng)進行設計 在進行畢業(yè)設計中 我學到了許多新的知識 我深刻的認識到 要想 成為一名合格技術人員只掌握本專業(yè)的知識是遠遠不夠的 我們應該具有更加淵博的 知識 首先從主減速系統(tǒng)設計以及齒輪零件的選用 再定軸承的選型及其組配形式 在以上設計中 對零件的材料 對軸承 對裝配方法等等知識點溫習和學習 使 以前學習的理論知識能夠應用到實際設計當中去 更加深了我們對所學知識的理解 對實際加工中的一些問題有了進一步的了解 并在設計中考慮和避免這些問題的發(fā)生 沒有具體的了解 經(jīng)常會有無從下手的感覺 碰到問題只有去問老師和看相關書 籍 確實雖然完成了大概模型 有許多地方還是不是完全吃透的 這需要在以后的工 作學習中進一步加深學習 期間我得到了許多教師的大力幫助 本次設計算基本符合 設計要求 在此 我表示由衷地感謝 32 致 謝 畢業(yè)設計很快已經(jīng)結束了 在這段時間里 不僅僅感覺到的是忙碌 還有忙碌后 作完一件令自己心動的東西時的那種無聲的喜悅 在寫致謝信的這個時候心里想有一些說出的東西 想想自己在做畢業(yè)設計時的種 種困難 在老師同學的用心幫助下也一一解決了 說句實話 憑自己的能力要作完畢 業(yè)設計是有些太困難了 但是在你的身邊總有一些人會給你帶來驚喜 自己的能力畢 竟有限 在面對別人無私幫助的時候我的內心十分感激 帶自己畢業(yè)設計的老師會有 問必答 有難必解 雖然接觸不是很多 但有些東西是用心感覺的 還有好多老師在 這次畢業(yè)設計中給于我一些幫助 我非常的感激 當然還有我身邊的那些同學 在我 有疑惑的時候總是不厭其煩的給我解釋清楚 在我設計的時候 因為我以前從沒接觸 過的東西 一開始很是迷茫 我的好幾位同學都在這時候一邊忙自己的事 一邊還要 在我有疑惑的時候為我?guī)兔Ψ治?共同解決 最終自己終于完成了乘用車主減速器這 一部分的畢設要求 現(xiàn)在想起來 有時候最能讓自己感動的事就發(fā)生在自己的身邊 這次畢業(yè)設計不僅給我?guī)砹酥R上的收獲 在做人方面也教會了我許多許多 在對待事情方面 尤其是有選擇的時候自己該放棄什么 該抓住什么 什么是該自己 作的 什么時候做 我明白了好多 在此 我對給我?guī)椭睦蠋?同學至以誠摯的謝意和由衷的感激 感謝您們對我 的幫助 和教會我那些人生的道理 在論文即將完成之際 我的心情無法平靜 從開始進入課題到論文的順利完成 有多少可敬的師長 同學 朋友給了我無言的幫助 在這里請接受我誠摯的謝意 33 1 參考文獻 1 劉惟信主編 汽車設計 清華大學出版社 2001 2 劉濤主編 汽車設計 北京大學出版社 2008 1 3 成大先主編 機械制設計手冊 單行本 軸承 化學工業(yè)出版社 2004 4 4 王望予主編 汽車設計 機械工業(yè)出版社 2004 8 5 王國權 龔國慶主編 汽車設計課程設計指導書 機械工業(yè)出版社 2009 11 6 楊可主編 機械制造技術基礎 高等教育出版社 2008 8 7 王望予 汽車設計 第 4 版 M 機械工業(yè)出版社 2005 137 168 8 劉惟信 汽車設計 M 清華大學出版社 2001 292 299 9 劉海江 于信匯 沈斌編著 汽車齒輪 M 同濟大學出版社 1997 68 90 10 顧柏良等譯 BOSCH 汽車工程手冊 M 北京理工大學出版社 2004 10 22 11 劉惟信編著 汽車設計叢書 驅動橋 M 清華大學出版社 2004 89 120 12 陳家瑞 汽車構造 M 機械工業(yè)出版社 2005 160 190 13 Jerry Kinsey The Advantages of an Electronically Controlled Limited Slip Differential J Copyright 2004 SAE international 210 240 14 汽車工程手冊 編輯委員會 汽車工程手冊 M 人民交通出版社 2001 43 56 15 余志生 汽車理論 第 3 版 M 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