毕业设计（论文）-汽车单级驱动桥总成设计

广西工学院2011届毕业设计说明书课题名称汽车单级驱动桥总成设计系别汽车工程系专业汽车服务工程班级汽服071学号2007姓名指导教师2011年5月广西工学院2010届毕业设计说明书广西工学院2010届毕业设计（论文）任务书汽车单级驱动桥总成设计系别汽车工程系专业汽车服务工程班级汽1学号200701姓名指导教师教研室主任系主任2011年3月PAGEV摘要本次设计为参照乘用轿车驱动桥来进行的，目的是为了检验大学几年的学习成果以及为将来的工作打下坚实的基础。说明书中阐述了驱动桥壳的功能与作用、设计的要求及其工作原理，通过查阅大量的汽车设计资料，以及结合所学的知识，对该驱动桥壳进行了方案论证、结构方案分析以及设计计算。本次设计的驱动桥采用半浮式半轴的整体式桥壳单级螺旋锥齿轮传动。普通对称式圆锥行星齿轮（两个）的差速形式。设计中包括了驱动桥壳、主减速器和差速器等各项参数的确定，其中包括主要参数的选择计算、受力情况、强度校核等，并且还对一对齿轮上的支承轴承进行了寿命校核。以及对本次设计做出总结。整个毕业设计历时两个多月，在老师的悉心指导和同学的热心帮助下得以顺利完成。最后感谢在毕业设计期间给予我帮助的老师和同学。从这次毕业设计中，我必将受益非浅。关键词：乘用轿车驱动桥设计后桥主减速器AbstractThesecond-rowseatdesignedforpassengercardriveaxlehousingtocarryout,.ThepurposewastotesttheUniversityofyearsoflearningoutcomesAswellasfutureworktolayasolidfoundationforwork.Setforthinthespecificationpreparedbythedriveaxlehousingfunction、Thedesignrequirementsanditsworkingprinciple,Throughaccesstoalargenumberofautomotivedesigninformation,Aswellasthecombinationoflearnedknowledge,Ofthedriveaxlehousingprogramcarriedoutfeasibilitystudies,Structuralanalysisanddesignandcalculationprograms.Thedesignofthedriveaxlewithsemi-floatingaxleasawholeBridgeShellSingle-stagespiralbevelgear.Generalsymmetricconeplanetarygear(2)indifferentialform.Design,includingthedriveaxlehousing,TheparametersofthemainreductiongearanddifferentialdeterminationofIncludingthemainparametersofthechoiceofcalculation,Forcesituation,Intensitycalibration,etc.Andalsotothetwopairsofgearsonthesupportingbearingsofthelifeofchecking.Inthefinal,tosumupthisdesign.Lastedformorethantwomonthsthewholegraduationproject,theteachersofyourinstructorsandfellowstudentsenthusiasticassistancehasbeencompletedsmoothly.Finallythankforgivingmeduringthegraduationprojecttohelpteachersandstudents.Graduationfromthisdesign,Iwillgreatlybenefitfrom.Keywords:PassengercarBridgeDesignRearaxleMainreducer

目录摘要 IAbstract II前言 1第一章总体方案设计 21.1车型参数 21.2概述 21.3驱动桥结构型式及选择 31.4主减速器设计 41.4.1主减速器结构方案分析 51.4.2单级主减速器传动形式分析 41.4.3双曲面齿轮传动与螺旋锥齿轮传动比较选择 61.5主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 71.5.1主动锥齿轮的支承 71.5.2从动锥齿轮的支承选择 91.6差速器设计 91.6.1对称式圆锥行星齿轮差速器 91.6.2强制锁止式防滑差速器 91.6.3自锁式差速器 101.7驱动车轮的传动装置 101.7.1半浮式半轴 111.7.23/4浮式 111.7.3全浮式半轴 111.8驱动桥壳设计 121.8.1驱动桥壳应满足如下设计要求 121.8.2驱动桥壳结构方案分析 12第二章主减速器设计 142.1锥齿轮计算载荷的确定 142.1.1按日常行驶转矩MGF确定从动锥齿轮计算载荷 142.1.2按发动机最大使用转矩来确定从动锥齿轮计算载荷MGe 152.1.3按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮计算载荷MGS 152.2锥齿轮主要参数的选择 162.1.1主从动锥齿轮齿数Z1、Z2的选择 162.2.2从动锥齿轮大端节圆直径和端面模数的选择 172.2.3齿面宽b的选取 172.2.4螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋方向 182.2.5螺旋角βm的选择 182.2.6齿轮法向压力角的选择 182.3主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 192.3.1单位齿长上的圆周力 212.3.2轮齿的弯曲疲劳强度计算 222.3.3轮齿接触强度的计算 232.4主减速器轴承计算及选择 242.4.1锥齿轮面上的作用力 242.4.2主减速器轴承载荷的计算 272.4.3锥齿轮轴承型号的确定 282.5主减速器齿轮的材料及热处理 302.6主减速器的润滑 31第三章差速器设计 323.1概述 323.2差速器的结构型式选择 323.3圆锥行星齿轮差速器 323.4差速器锥齿轮的强度计算 35第四章半轴的设计 384.1概述 384.2半轴的计算 384.3半轴花键的强度计算 404.4半轴的强度校核 414.5半轴的结构设计及材料与热处理 42第五章桥壳的设计 435.1驱动桥壳结构方案选择 435.2驱动桥壳强度计算 455.3材料的选择 48结束语 50致谢 51参考文献 52广西工学院2010届毕业设计说明书PAGE63前言随着经济和科学技术的不断发展，汽车工业也逐渐成为我国的支柱产业，汽车已经进入千家万户。而随着我国加入了WTO，人民的生活水平得到不断提高，微型客货两用车、轿车等高级消费品已进入平常家庭。在我国，汽车工业起步较晚。入世后，我国的汽车工业面临更多的机遇和挑战，随着改革开放，我国的汽车工业也将会有质的飞跃。随着汽车工业的不断壮大，以及汽车行业持续快速的发展，如何设计出更经济实惠，工作可靠，性能优良，且符合中国国情的汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题，也是我们作为汽车工程本科毕业生，必须肩负的重任。在面临着前所未有的机遇的同时，我们要努力为我们的汽车工业做出应有的贡献。经过四年的刻苦学习，我掌握了多门基础知识和专业知识。更阅读了大量的专业书籍，为从事汽车行业的工作打下了坚实的基础。在大学毕业，即将走向工作岗位之际，按国家教委的要求，进行了这次设计。毕业设计是对我们在大学期间所学知识的一次检阅，充分体现了一个设计者的知识掌握程度和创新思想。毕业设计总体质量的好坏也直接体现了毕业生的独立创造设计能力。由于毕业设计具有特殊的重要意义，在两个多月的毕业设计时间里我们到单位实习，并阅读了大量的汽车资料，虚心向老师请教，且在老师的指导下，将老师传授的设计方法运用到自己的设计中，使本次毕业设计得以顺利完成。本人的设计题目、要求及任务是：汽车单级驱动桥总成设计第一章总体方案设计1.1车型参数［1］本设计的车型：乘用轿车参考车型：标致505GTi型号：505GTiEstate牌号：标致名称：乘用轿车生产厂家：标致本设计车型的主要参数：外型尺寸（长宽高）：4898×1730×1540前后轮距：1470/1440mm总质量：1580kg整备质量：1393kg最小离地间隙：130mm最高车速：170km/h发动机最大扭矩：188/4250（N.m/r/min）最大功率：97kw/5750（r/min）变速器速比：1档3.59,2档2.09，3档1.37，4档1.00，5档0.82倒档3.63主减速器速比：4.11轮辋规格：62J×14，轮胎类型与规格：195/70R141.2概述驱动桥处于动力传动系的末端，不仅是汽车的动力传递机构，也是行走机构。其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理地分配给左、右驱动功能。驱动桥是汽车传动系中的主要总成之一。驱动桥的设计是否合理直接关系到汽车使用性能的好坏。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。主减速器：将低由传动轴传来的转速并增大扭矩。差速器：在两输出轴间分配转矩并保证两输出轴可能以不同的转速旋转。半轴：接受并传递转矩到两边驱动车轮。驱动桥壳：支承汽车整体质量，并承受由车轮传来的由路面不平引起的反力和反力矩，并经悬架传递给支架或车身。驱动桥设计应当满足如下基本要求：1.

所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。

2.

外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。

3.

齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。

4.

在各种转速和载荷下具有高的传动效率。

5.

在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。

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，拆装，调整方便。1.3驱动桥结构型式及选择［2］驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式(或称为整体式)，即驱动桥壳是一根连接左右驱动车轮的刚性空心梁，而主减速器、差速器及车轮传动装置(由左、右半轴组成)都装在它里面。当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。这种驱动桥无刚性的整体外壳，主减速器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮则与车架或车身作弹性联系，并可彼此独立地分别相对于车架或车身作上下摆动，车轮传动装置采用万向节传动；当车轮采用独立悬架时，驱动桥应为断开式。现把它们各自的结构特点分析（如：表1-1）：表1-1驱动桥结构型式及选择形式断开驱动桥非断开驱动桥特点结构特点桥壳分段，彼此之间用铰链连接，可作相对运动；主减速器、差速器等固定在支架或车身上，两侧驱动轮通过独立悬架与支架或车身连接，两轮可彼此独立地相对于支架或车身上下跳动桥壳是一根支承在左、右驱动轮上的刚性空心梁，而主减速器、差速器和半轴等传动部件都装在其内；整个驱动桥通过悬架与支架或车身连接优点减低簧下质量从而改善汽车通过性，提高行使平顺性，平均车速提高。降低车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命。与地面接触良好，抗侧滑能力提高，汽车的持纵稳定性更好结构简单，制造工艺性好，成本低，工作可靠，维修和调整容易缺点结构复杂，成本较高簧下质量大，对降低动载荷不利，平顺性差，Hmin小，通过性不好应用越野车、轿车各种货车、客车及多数越野车和部分轿车选取非断开驱动桥1.4主减速器设计1.4.1主减速器结构方案分析汽车的主减速器有单级主减速器和双级主减速器，减速型式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂已有的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比i0的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置型式等。本车型采用单级主减速器，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点，因而广泛地用在主减速比i0≤7.6的各种中小型汽车上。例如：轿车、轻型载货汽车都是采用单级主减速器，大多数中型载货汽车也采用这种型式。1.4.2单级主减速器传动形式分析单级主减速器传动形式主要有四种：螺旋锥齿轮传动、双曲面齿轮传动、圆柱齿轮传动和蜗轮蜗杆传动。它们的传动形式如图［3］（1-1）：图1-1单级主减速器传动形式1）双曲面齿轮传动双曲面齿轮传动的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离E（偏移距），由于偏移距的存在，使主动齿轮螺旋角β1大于从动齿轮螺旋角β2，从而使双曲面齿轮传动比大于相同尺寸的螺旋锥齿轮传动比。2）螺旋锥齿轮传动而是逐渐从一端连续平稳地转移向另一端，另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时齿合，所以它工作平稳，能承受较大的负荷，制造也简单。但在工作中噪声大，对齿合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大而噪声增大。为保证齿轮副的正确齿合，必须将支承轴承预紧，提高了支承刚度，增大壳体刚度。3）蜗杆蜗轮传动蜗杆蜗轮传动比较大（i0﹥7）在任何转速使用下均能工作非常平稳且无噪声，便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置，能传递大的载荷，使用寿命长，结构简单，折装方便，调整容易。但制造成本高，传动效率低，应用于重型多桥驱动汽车和具有高转速发动机的大客车上。4）圆柱齿轮传动圆柱齿轮传动一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿车驱动桥和双级主减速器置通式驱动桥。1.4.3双曲面齿轮传动与螺旋锥齿轮传动比较选择表1-2从动轮的选择类型螺旋锥齿轮双曲面齿轮优点由于螺旋角较大，摩擦损失较小，传动效率高达99%，抗胶合能力强，轴承负荷小，润滑成本低。工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。两者尺寸相同时，此种齿轮传动比i0大，当i0一定且从动齿轮尺寸相同时，此类齿轮直径大，轮齿强度大，刚度大。当i0一定，主动齿轮尺寸相同，此类齿轮Hmin较大。此类齿轮有侧向滑动和纵向滑动，纵向滑动可使其运转平稳。β1>β2，重合度大，可提高传动平稳性和弯曲强度。其主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大，因而切削刃寿命较长。缺点同尺寸时传动比小，同传动比时齿轮强度和刚度较小。Hmin小。在工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传动效率约为96％，齿面间大的压力和摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力较低。双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油，选取螺旋锥齿轮1.5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，与齿轮的支承刚度密切相关。1.5.1主动锥齿轮的支承［4］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。图1-2主减速器锥齿轮的支承形式a)主动锥齿轮悬臂式b)主动锥齿轮跨置式c)从动锥齿轮悬臂式支承结构(图1-2a)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。悬臂式支承结构简单，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。不跨置式支承结构(图1-2b)的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有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，加工成本提高。另外，因主、从动齿轮之间的空间很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不下或使齿轮拆装困难。跨置式支承中的导向轴承都为圆柱滚子轴承，并且内外圈可以分离或根本不带内圈。它仅承受径向力，尺寸根据布置位置而定，是易损坏的一个轴承。参考所选车型属于乘用轿车且仅用于跑一般运输，所需传递最大扭矩较小，因此主减速器主动锥齿轮采用悬臂式支承。1.5.2从动锥齿轮的支承选择从动锥齿轮的支承(图1-2c)，其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。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支承。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70％。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。在具有大的主传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承。辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证偏移量达到允许极限时能制止从动锥齿轮继续变形。主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如图（1-3c）所示。

图1-3a-b从动锥齿轮辅助支承图1-3c主、从动锥齿轮的许用偏移量1.6差速器设计差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求［5］。差速器的结构型式有多种。大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、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、右驱动轮间的所谓轮间差速器使用；对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，则可采用防滑差速器。后者又分为强制锁止式和自锁式两类。自锁式差速器又有多种结构型式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。1.6.1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，2个半轴齿轮，2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。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，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上．有些越野汽车也采用了这种结构，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。例如加进摩擦元件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置——差速锁等。由于整速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速界从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器壳的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮导向轴承支座的限制。1.6.2强制锁止式防滑差速器［6］充分利用牵引力的最简单的一种方法是在普通的圆锥齿轮差速器上加装差速锁，必要时将差速器锁住。此时左、右驱动车轮可以传递由附着力决定的全部转矩。当汽车驶入较好的路面时，差速器的锁止机构应即时松开，否则将产生与无差速器时一样的问题，例如使转弯困难、轮胎加速磨损、使传动系零件过载和消耗过多的功率等。由于上述种种原因，强制锁住差速器的方法未得到广泛应用。1.6.3自锁式差速器 为了充分利用汽车的牵引力，保证转矩在驱动车轮间的不等分配以提高抗滑能力，并避免上述强制锁止式差速器的缺点，创造了各种类型的自锁式差速器。用以评价自锁式差速器性能的主要参数，是它的锁紧系数。为了提高汽车的通过性，似乎是锁紧系数愈大愈好，但是过大的锁紧系数如前所述，不但对汽车转向操纵的轻便灵活性、行驶的稳定性、传动系的载荷、轮胎磨损和燃料消耗等，有不同程度的不良影响，而且无助于进一步提高驱动车轮抗滑能力。因此设计高通过性汽车差速器时，应正确选择锁紧系数值。一般越野汽车的低压轮胎与地面的附着系数的最大值为0.7~0.8(在于燥的柏油或混凝工路面上)，而最小值为0.1~0.2(在开始溶化的冰上)。可见相差悬殊的附着系数的最大比值为8。因此，为了充分利用汽车牵引力，差速器的锁紧系数K实际上选定为8就已足够。而汽车在不好的道路和无路地区行驶的实践表明，各驱动车轮与地面附着系数不同数值之比，一般不超过3~4。因此选取K＝3~4是合适的，在这种情况下汽车的通过性可以得到显著的提高，而其转向操纵等使用性能实际上并不变坏。自锁式差速器有滑块-凸轮式、蜗轮式、自由轮式等多种形式。选取：普通对称式圆锥行星齿轮。1.7驱动车轮的传动装置驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器半轴齿轮传给驱动车轮。在断开式驱动桥和转向驱动桥中，驱动车轮的传动装置包括半轴和方向节传动装置且多采用等速方向节。在一般非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，这时半轴将差速器半轴齿轮与轮毂连接起来，在装有轮边减速器的驱动桥上，半轴将半轴齿轮与轮边减速器主动齿轮连接起来。普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型式或受力状况的不同而分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种。如图1-4所示：图1-4半轴支撑形式1.7.1半浮式半轴半浮式半轴的内端支承方式与上述相同，即半轴内端不承受力及力矩。作用在车轮上的各反力及力矩都必须经过半轴传给驱动桥壳。因半轴内端不受弯矩，而外端却承受全部弯矩和转矩，故称为半浮式。半浮式支承中，半轴与桥壳中的轴承一般只用一个，为使半轴和车轮不致于被向外的侧向力拉出，该轴承必须承受向外的轴向力。半浮式半轴支承结构简单，广泛用于承受载荷较小的轿车上。1.7.23/4浮式3/4浮式半轴的结构特点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，而半轴则一其端部凸缘与轮毂用螺钉连接，该形式半轴受载情况与半浮式相似，只是载荷有所减轻、一般仅用在轿车和轻型货车上。1.7.3全浮式半轴全浮式半轴支承广泛应用在各种货车上。轮毂通过两个相距较远的圆锥滚子轴承支承在半轴套管上。半轴内端用花键与差速器的半轴齿轮连接。在外端，路面对驱动轮的作用力(垂直反力FZ、切向反力FX和侧向反力Fr)以及由它们形成的弯矩，直接由轮毂通过两个锥轴承传给桥壳，完全不由半轴承受。同样，在内端作用在主减速器从动锥齿轮上的力及弯矩全部由差速器壳直接承受，与半轴无关。因此这样的半轴支承形式，使半轴只承受转矩，而两端均不承受任何反力和反力矩，故称为全浮式支承形式。所谓“浮”是对卸除半轴的弯曲负荷而言。为防止轮毂及半轴在侧向力作用下发生轴向窜动，轮毂内的两个锥轴承的安装方向必须使它们能分别承受向内和向外的轴向力。轴承的预紧度可调整，并有锁紧螺母锁紧。优点：全浮式支承的半轴易于拆装，只需拧下半轴凸缘上的螺钉，就可将半轴从半轴套管中抽出，而车轮和车桥照样能支持住汽车。选取：全浮式半轴1.8驱动桥壳设计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。1.8.1驱动桥壳应满足如下设计要求［7］（1）应具有足够的强度和刚度，以保证主减速器齿轮齿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，尽量减小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系部件和防止泥水浸入。（6）折装、调整、维修方便。1.8.2驱动桥壳结构方案分析驱动桥壳大致可分为可分式、整体式和组合式三种。1）可分式桥壳可分式桥壳的整个桥壳由一个垂直接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接合面处的一圈螺栓联成一个整体。其特点是桥壳制造工艺简单、主减速器轴承支承刚度好。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。过去这种所谓两段可分式桥壳见于轻型汽车，由于上述缺点现已很少采用。2）整体式桥壳整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一整体的空心粱，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均装在独立的主减速壳里，构成单独的总成，调整好以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、保养等都十分方便。按制造工艺不同，整体式桥壳可分为铸造式、钢板冲压焊接式和扩张成形式三种。铸造式桥壳的强度和刚度较大，但质量大，加工面多，制造工艺复杂，主要用于中、重型货车上。钢板冲压焊接式和扩张成形式桥壳质量小，材料利用率高，制造成本低，适于大量生产，广泛应用于轿车和中、小型货车及部分重型货车上。3）组合式桥壳组合式桥壳是将主减速器壳与部分桥壳铸造为一体而后用无缝钢管分别压入壳体两端，两者间用塞焊或销钉固定，它的优点是从动齿轮轴承的支承刚度较好，主减速器的装配、调整比可分式桥壳方便，然而要求有较高的加工精度，常用于轿车、轻型货车中。选取：整体式桥壳(钢板冲压焊接式)本设计确定方案如下：参考车型：标致505GTi驱动形式：前置后驱动驱动桥：非断开式驱动桥主减速器：单级主减速器（螺旋锥齿轮传动）主动齿轮支承方式：悬臂式支承差速器：普通对称式圆锥行星齿轮（两个）半轴：全浮式半轴桥壳：整体式桥壳(钢板冲压焊接式)第二章主减速器设计2.1锥齿轮计算载荷的确定［8］2.1.1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及其转速的情况下，所选择的i值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。这时i值应按下式来确定：式中车轮的滚动半径，此处给定轮胎型号为195/70R14，查表得滚动半径为305mm。igh变速器量高档传动比。igh=0.82把最大功率时转速np=4250r/n,最高车速=170km/h代入上式计算得i=3.51按日常行驶转矩确定从动锥齿轮计算载荷式中：汽车总重量，15800N；车轮滚动半径，0.306m；从动锥齿轮到轮边减速比，取1；驱动轴传动效率，圆弧锥齿轮取0.90；公路坡度系数，它代表汽车在设计时要求能够持续爬坡的能力，而不是公路的坡度系数，取0.08；性能系数，代表汽车在坡度上的加速能力，取0.017；道路滚动阻力系数，计算时轿车取f＝0.010~0.015；载货汽车取0.015~0.020；越野汽车取0.020~0.035；该车取0.015代入公式可得：=601.66所以，N.m最大计算扭矩取1，2计算的较小值，所以2132.07N.m计算转矩：N.m2.1.2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ＴceTce=式中：Tce计算转矩，Nm；Temax发动机最大转矩；Temax=188N.mn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=3.51；η变速器传动效率，η=0.90；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=3.59；将数据代入上式可得：Tce=2132.07N.m2.1.3按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮计算载荷按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩式中：每个驱动轴上的重量，为60%G=60%×15800=9480N加速时重量转移系数，此处为1.1；轮胎与路面的附着系数，对于一般轮胎的公路用汽车在良好的混凝土或沥青路上可取0.85；车轮滚动半径，0.306m；车轮到从动锥齿轮间的传动比，取1；车轮到从动锥齿轮间的传动效率，一般为0.9；将数据代入公式可得到=3013.69N.m2.2锥齿轮主要参数的选择［9］能够表征齿轮副的参数有很多，主要参数有减速比（由总布置确定），主、从动齿轮齿数Z1、Z2，从动锥齿轮的节圆直径d2、端面模数ms，法向压力角αon，螺旋角βm等。2.2.1主从动锥齿轮齿数z1、z2的选择对于单级主减速器，当i0较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数取值小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。当i0≥6时，z1的最小值可取为5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，z1最好大于5。当i0较小(如i0=3.5~5)时，引可取为7~12，但这时常常会因主、从动齿轮齿数太多、尺寸太大而不能保证所要求的桥下离地间隙。为了磨合均匀，主、从动齿轮的齿数z1，z2之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不少于40，对于轿车应不少于50。在选取齿数时，应根据减速比的值和齿轮加工方法确定主动齿轮齿数z1，然后再选取z2。根据以上的说法，此车所选z1=10，z2取41。所以计算得i=3.51，2132.07N.m，N.m。2.2.2从动锥齿轮大端节圆直径和端面模数的选择从动锥齿轮的节圆直径径（又叫分度圆直径）可以根据从动锥齿轮上的计算转矩按经验公式确定［2］：d2=Kd2（2-4）式中：d2——从动锥齿轮大端节圆半径mm；Kd2——直径系数，取13～16——从动锥齿轮上的计算转矩，取与中的最小值，N·m初取d2=Kd2=210mm从动锥齿轮的节圆半径确定后，端面模数m2可按m=d2/z2计算得：m=d2/z2=5.12mm根据较核公式较核［3］：m=Km（2-5）式中：Km——模数系数，取0.3～0.4；——从动锥齿轮上的计算转矩，取与中的最小值，N·mms=Km=（0.3～0.4）=4.050～5.400mm计算后得较核m＞d2/z2。故m=5mm修正得：d2=ms/Z2=5×41=205mm2.2.3齿面宽b的选取通常讲齿面宽，指从动大齿轮的齿面宽F2，螺旋锥齿轮副的小齿轮齿面宽F1较F2大10﹪，齿面宽过宽并不能增加轮齿的强度及寿命，反而由于加工原因，易引起齿根处应力集中，一般齿面宽取：F2=0.155d2=0.155×205=31.775mm圆整为32mm，所以b1=1.1×32=35mm2.2.4螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋方向分为“左旋”与“右旋”两种。对着齿面看去，如果轮齿的弯曲方向从其小端至大端为顺时针走向时，则称为右旋齿，反时针时则称为左旋齿。主、从动齿轮的螺旋方向是不同的。螺旋锥齿轮与双曲面齿轮在传动时所产生的轴向力，其方向决定于齿轮的螺旋方向和旋转方向。螺旋方向的确定主要是根据所要求的轴向力的方向是离开锥顶，这样可以使齿轮啮合间隙有增大的趋势，不致于使轮齿卡死而损坏。因此，一般汽车主减速器的主动锥齿轮为左旋方向，从动锥齿轮为右旋。2.2.5螺旋角β的选择螺旋角是在节锥表面的展开图上定义的。节锥齿线(节锥表而与齿廓表面的交线)上任一点的螺旋角，是该点处的切线和节锥顶点与该点的连线之间的夹角。螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋角沿节锥齿线是变化的，齿面宽中点处的螺旋角称为齿轮的中点螺旋角或名义螺旋角。螺旋锥齿轮传动主、从动齿轮的中点螺旋角或名义螺旋角是相等的。选择齿乾的螺旋角时，应考虑到它对齿面(或纵向)重叠系数、轮齿强度和轴向力的大小有影响。螺旋角应足够大以使重叠系数不小于1.25。因重叠系数愈大传动就愈平稳噪声就愈低。对轿车应≥1.5～1.8。当≥2.0时可得到很好的结果。螺旋角过大时会引起轴向力亦过大，因此应有一个适当的范围。汽车主减速器锥齿轮的螺旋角多在35°~40°，轿车选择较大的值来保证有较大的重叠系数。货车通常取较小的值来防止轴向力过大。该车选为35°2.2.6齿轮法向压力角的选择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“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，在此轻型轿车选择压力角 2.3主减速器螺旋锥齿轮的强度计算完成主减速器螺旋锥齿轮的几何参数的计算后对其进行强度计算，以保证主减速器锥齿轮有足够的强度和寿命，能安全可靠的工作。参数及其计算确定名称代号计算公式和说明计算结果轴交角按需要确定，一般，最常用螺旋角通常，最常用。大端分度圆直径按照经验公式初定，得到端面模数，然后分锥角，外锥距齿宽系数齿宽中点模数中点法向模数中点分度圆直径中点锥距顶隙，顶隙系数齿顶高，齿顶高系数，齿根高,工作齿高全齿高齿根角齿顶角顶锥角根锥角2.3.1单位齿长上的圆周力［10］1）按发动机最大转速计算（2-6）式中：Temax——发动机最大转矩，取188N/m；ig——变速器速比，取i1=3.59，i5=0.82；d1——主动齿轮节圆直径，取50mm；F——从动齿轮的齿面宽，取32mm，=2×188×3.59×1000/(50×32)=843.65N/mm=2×188×0.82×1000/(50×32)=192.7N/mm2）按轮胎的最大附着力矩计算式中G2一—驱动桥对水平地面的负荷，N；该车为满载量为1580kg，所以为15484/2=7742N——轮胎与地面的附着系数；该车为0.85rr——轮胎的滚动半径，m；该车为0.306d2——主减速器从动齿轮节圆直径，mm。该车为205=2×7742×0.85×0.306×1000/(35×205)=561.31N/mm表许用单位齿长上的圆周力2-2按发动机最大转矩计算按最大附着力矩计算附着系数1档2档直接档轿车8935363218930.85货车142925014290.85公共汽车9822140.85牵引汽车5362500.652.3.2轮齿的弯曲疲劳强度计算（2-7）式中：——计算弯曲应力，N/mm²；——所讨论的齿轮的计算转矩，N·m,对于从动齿轮，按与中的最小值者和计算；对于主动齿轮，还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上；K0——载荷系数，对于汽车K0=1；Ks——尺寸系数，它反映了材料的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当ms≥1.6mm时，Ks=(ms/25.4)0.25；此车为：0.67Km——齿面载荷分配系数，对于悬臂式支承Km=1.10~1.25，对于跨置式支承，Km=1.0~1.1；该车为悬臂式支承，故选1.25Kv——质量系数，它与齿轮精度及齿轮分度圆上的切线速度对齿间载荷的影响有光关，接触好、周接及同心度准确时，取Kv=1；ms——端面模数，取5；F——所讨论的齿轮面宽；该车为F1=32,F2=35Z——所讨论的齿轮的齿数；Z2=41,Z1=10J——所讨论的齿轮的轮齿弯曲应力的综合系数，计算弯曲应力用的综合系数，大齿轮取0.235，小齿轮取0.230按与中的最小值计算从动锥齿轮的弯曲疲劳应力：=2×2132.07×1×0.67×1.25×1000/（1×52×32×41×0.235）=463.45N/mm²按计算：=2×607.43×1×0.67×1.25×1000/（1×52×32×41×0.235）=132.02N/mm²主动锥齿轮的弯曲应力计算：=2132.07×10/41=500.01N·m=607.43×10/41=148.15N·m按与中的较小值计算:=2×600.29×1×0.67×1.25×1000/（1×52×35×10×0.230）=416.16N/mm²按计算：=2×121.98×1×0.67×1.25×1000/（1×52×35×10×0.230）=123.30N/mm²根据公式，按与两者的较小值计算是的最大弯曲应力，对于汽车主减速器齿轮，不应超过700N/mm²（或不超过材料强度极限的75%）；按计算的弯曲应力不应超过210.9N/mm²，破坏的循环次数为6×106。计算得出的值为都不超过极限值，是合格的。2.3.3轮齿接触强度的计算（2-8）式中：Cp——综合弹性系数，对于钢制齿轮副，取Cp=232.6N½/mm；d1——主动齿轮节圆直径，该车为32mm；Mp——主动齿轮计算转矩，为TGF=148.15N·m，TG=500.01N·m；Ks——尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，取Ks=1；此车选为0.67Kf——表面品质系数，它取决于齿面最后加工的性质，一般情况下对于制造精确的齿轮取Kf=1；K0——载荷系数，对于汽车K0=1；Km——齿面载荷分配系数，对于悬臂式支承，Km=1.10~1.25，该车取1.25；Kv——质量系数，它与齿轮精度及齿轮分度圆上的切线速度对齿间载荷的影响有光关，接触好、周接及同心度准确是时，取Kv=1;b——齿面宽，取50mm；J——齿面接触强度的综合系数，取得0.230［3］。按TGF计算：=741.1N/mm²按TGe、TGs两者的较小值计算：=1644.1N/mm²主从动齿轮的接触应力是相等的。按最大转矩（TGe、TGs两者的较小值）计算时，许用接触应力为2800N/mm²；按日常行驶转矩TGF计算式1750N/mm²。按最大转矩（TGe、TGs两者的较小值）计算时值为1644.1N/mm²，不超过许用接触应力2800N/mm²；按日常行驶转矩TGF计算时值为741.1N/mm²，不超过许用接触应力1750N/mm²。符合条件。2.4主减速器轴承计算及选择2.4.1锥齿轮齿面上的作用力锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算：(2-11)式中：——发动机最大转矩，在此取188N·m；，…——变速器在各挡的使用率，可参考表2-3选取；，…——变速器各挡的传动比；，…——变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表2-3选取；表2-3及的参考值经计算为119.28Ｎ·ｍ(1)齿宽中点处的圆周力F＝N式中：——作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩，为上式计算结果。——该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径.对于圆锥齿轮的齿面中点的分度圆直径经计算＝205-32.sin73.6°=174.30mm=42.51mm按上式主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力==1368.67N（2）锥齿轮的轴向力和径向力图2-3主动锥齿轮齿面的受力图如图2-3，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，F为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力，在A点处的螺旋方向的法平面内，F分解成两个相互垂直的力F和，F垂直于OA且位于∠OO′A所在的平面，位于以OA为切线的节锥切平面内。在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力F和沿节圆母线方向的力。F与之间的夹角为螺旋角，F与之间的夹角为法向压力角，这样就有：作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为由以上二式可计算得：=1109.01N=351.08N以上二式参考《汽车设计》。2.4.2主减速器轴承载荷的计算［11］轴承的轴向载荷就是上述的齿轮的轴向力。但如果采用圆锥滚子轴承作支承时，还应考虑径向力所应起的派生轴向力的影响。而轴承的径向载荷则是上述齿轮的径向力，圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸，支承形式和轴承位置已确定，则可计算出轴承的径向载荷。轴承布置图如下：其中：a=85mm，b=50mm，c=70mm，d=110mm。轴承受力如下表轴承号力的名称公式计算结果A径向力1859.02N轴向力1109.01NB径向力641.90N轴向力00C径向力1201.04N轴向力351.08ND径向力1016.19N轴向力002.4.3锥齿轮轴承型号的确定轴承A计算当量动载荷PP===0.60查《机械设计课程设计》表15-7有锥齿轮圆锥滚子轴承e值为0.36，故>e，由此得X=0.4,Y=1.7。另外查得载荷系数fp=1.2。P=fp（XFr+YFa）将各参数代入式中，有：P=3081.20N轴承应有的基本额定动负荷C′rCr=式中：ft—温度系数，查文献[4]，得ft=1；ε—滚子轴承的寿命系数，查文献[4]，得ε=10/3；n—轴承转速，r/min；L′h—轴承的预期寿命，5000h；对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速为r/min式中：——轮胎的滚动半径，m——汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取30～35km/h，在此取50km/h。所以有上式可得==424.9r/min而主动锥齿轮的计算转速=424.9×4.44=1886.6r/min将各参数代入式中，有；C′r=24.01kN初选轴承型号查《机械设计课程设计》表15-7，初选圆锥滚子轴承32007。=51.5kN>24.01kN验算7205E圆锥滚子轴承的寿命Lh=将各参数代入上式中，有：Lh=13508h>5000h所选择32007圆锥滚子轴承的寿命高于预期寿命，故选32007轴承,经检验能满足。同样的选择方法，轴承B选择30207型圆锥滚子轴承经以上相同方法验证均满足要求。另外，对于轴，需满足：P轴传递的功率，67kwA。=110，查《机械设计》表15-3，高等教育出版社所以，主动齿轮轴，28.1mm，从动齿轮轴，43.3mm，以上轴承也都满足。2.5主减速器齿轮的材料及热处理［12］汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，与传动系其他齿轮比较，它具有载荷大、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板弯曲折断、齿面疲劳点蚀(剥落)、磨损和擦伤等。据此对驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：（1）具有高的弯曲疲劳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）轮齿芯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性易控制，以提高产品质量、减少制造成本并降低废品率；（4）选择齿轮材料的合金元素时要适应我国的情况。例如，为了节约镍、铬等我国发展了以锰、钒、硼、钛、钼、硅为主的合金结构钢系统。汽车主减速器和差速器圆锥齿轮与双曲面齿轮目前均用渗碳合金钢制造。常用的钢号有20CrMnTi，22CrMnMo，20CrNiMo，20MnVB和20Mn2TiB。用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度可高达HRC58～64，而芯部硬度较低，当端面模数m>8时为HRC29~45，当m<8时为HRC32~45。所以该车可选为HRC32~45对于渗碳层深度有如下的规定：当端面模数m≤5时，为0.9~1.3mm；m>5～8时，为1.0~1.4mm；m>8时，为1.2~1.6mm。所以该车可选为1.2由于新齿轮润滑不良，为了防止齿轮在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期磨损，圆锥齿轮与双曲面齿轮副(或仅大齿轮)在热处理及精加工(如磨齿或配对研磨)后均予以厚度为0.005~0.010~0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面镀层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进行渗硫处理。渗硫处理时的温度低，故不会引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可显著降低，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。2.6主减速器的润滑主减速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，因为其润堵不能靠润滑油的飞溅来实现。为此，通常是在从动齿轮的前端近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体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的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥浪子的小端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环。这样不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被损坏。为了保证有足够的润滑油能流进差速器，有的采用专门的导油匙。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所引起的谓油，应在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞，后者应避开油溅所及之处。加油孔应设置在加油方便之处，抽孔位置也决定了油面位置低处，但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。第三章差速器设计3.1概述［13］根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及它们之间的相互关系表明：汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的。例如，转弯时外侧车轮的行程总要比内侧的长。另外，即使汽车作直线行驶，也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同，或由于左右车轮轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等因素引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求车轮行程不等。在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮，则会由于左右驱动车轮的转速虽相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。这不仅会使轮胎过早磨损、无益地消耗功率和燃料及使驱动车轮轴超载等，还会因为不能按所要求的瞬时中心转向而使操纵性变坏。此外，由于车轮与路面间尤其在转弯时有大的滑转或滑移，易使汽车在转向时失去抗侧滑能力而使稳定性变坏。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，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。3.2差速器的结构型式选择差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。差速器的结构型式有多种。大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、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、右驱动轮间的所谓轮间差速器使用；本车采用对称式圆锥行星齿轮差速器3.3圆锥行星齿轮差速器3.3.1行星齿轮差速器的确定1）行星齿轮数目的选择依照《汽车工程手册》，轿车及一般乘用车多用2个行星齿轮，货车汽车和越野汽车多用4个，少数骑车用个行星齿轮。本车差速器应选行星齿轮数为2个（轻载乘用车汽车）2）行星齿轮球面半径的确定差速器的尺寸通常决定于，它就是行星齿轮的安装尺寸，可根据公式来确定。=2.90×=37.3mm式中：—行星齿轮球面半径系数，=2.52~2.99（有四个行星齿轮的轿车和公路用货车取小值；有2个行星齿轮的轿车，以及越野汽车、矿用汽车取大值）；在此取2.95—差速器计算扭矩。在此为2132.07N.m计算得37.3mm取37mm3）预选其节锥距A0=(0.98～0.99)RB A0=0.98×37=36.26mm4）行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了得到较大的模数，以使齿轮有较高的强度，行星齿轮的齿数应尽量少，但一般不少于10。半轴齿轮齿数取14~25；半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.5~2范围内；左、右半轴齿轮的齿数和必须能被行星齿轮的数目所整除，否则将不能安装。根据这些要求初定半轴齿轮齿数为18；差速器行星轮个数为2，齿数为10。5）行星齿轮节锥角、模数和节圆直径的初步确定行星齿轮和半轴齿轮的节锥角、计算如下：6）大端模数及节圆直径的计算m=sinγ1=sin26.57°=3.18mm取m=4（3-2）算出模数后，节圆直径d即可由下式求得：行星齿轮和半轴齿轮的节圆直径d1和d2：d1=mZ1=4×10=40mmd2=mZ2=4×18=72mm7）压力角过去汽车差速器齿轮都选用压力角，这时齿高系数为1，而最少齿数为13。现在大都选用的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减少至10。某些重型汽车也可选用压力角。`所以初定压力角为8)行星齿轮安装孔直径及其深度的确定根据《汽车工程手册》中：mm式中：—差速器传递的转矩，N.m；—行星齿轮数；2—为行星齿轮支撑面中点到锥顶的距离（，为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而），计算结果为28.8mm；—支撑面的许用挤压应力，取为69N/mm。3.3差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算序号参数代号计算所得值行星齿轮半轴齿轮1齿数Z10182模数m43齿面宽b10.5mm4工作齿高hg7.2mm5齿全高ht7.4mm6压力角α22°30′7轴间夹角∑90°8节圆直径d40mm72mm9节锥角γ29°03′60°57′10节锥距A041mm11周节t12.566mm12齿顶高5.86mm0.54mm13齿根高1.292mm6.608mm14径向间隙0.803mm15齿根角δ1°48′9°10′16面锥角γ038°13′62°45′17根锥角γR27°18′51°47′18外圆直径d038.8mm67.4mm19节锥顶点至齿面外缘的轴间距离X031.6mm16.4mm20理论弧齿厚s5.43mm3.99mm21齿侧间隙B0.051mm22弦齿厚sX5.38mm3.96mm23弦齿高ħX3.41mm1.593mm3.4差速器锥齿轮的强度计算［14］差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，对疲劳寿命则不予考虑，这是因为行星齿轮在工作中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左、右驱动车轮有转速差时行星齿轮与半轴齿轮之间才有相对滚动的缘故。汽车的差速器齿轮的弯曲应力为：（N/mm）式中：—差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，N.m；—主减速从动轮所传递的扭矩；—行星齿轮数目；—半轴齿轮齿数；—超载系数，一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车，以及液力传动的各类汽车均取；—质量系数，对驱动桥齿轮可取；—尺寸系数，当端面模数mm；—载荷分配系数，当两个齿轮均为骑马式支撑时，取；、——分别为计算齿轮的齿面宽（mm）、和模数；—汽车差速器齿轮弯曲应力计算用的综合系数；查表为0.258—许用弯曲应力为980N/mm；当T。为2132.07N.m时，N.m计算得mpa>980不满足要求，所以将F增大至27mm再次计算得=970.2<980，符合要求当T。为时，N.m=272.99<980Mpa即满足要求。第四章半轴的设计4.1概述驱动车轮的传动装置的基本功用是将转矩由差速器半轴齿轮传给车轮。在本车上主要零件是半轴。本车用取全浮式半轴。半轴外端的突缘用螺钉与轮毂连接，而轮毂又借两个圆锥滚子轴承支承在驱动桥壳的半轴套上。半轴只承受转矩，作用于驱动车轮上的其他反力和弯矩全由桥壳承担。4.2半轴的计算半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。半轴的计算应考虑到以下三种可能的载荷工况［15］：（1）纵向力X2最大时(X2＝Z2)，附着系数预取0.8，没有侧向力作用；（2）侧向力Y2最大时，其最大值发生于侧滑时，为Z2中，，侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数，在计算中取1.0，没有纵向力作用；（3）垂向力Z2最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为(Z2-gw)kd，kd是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力的作用。由于车轮承受的纵向力、侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即 故纵向力X2最大时不会有侧向力作用，而侧向力Y2最大时也不会有纵向力作用。初步确定半轴杆部直径d=0.040m。半浮式半轴设计应考虑如下三种载荷工况：纵向力最大，侧向力为0：此时垂向力，=970×9.8=9506N纵向力最大值，计算时可取1．2，取0．8。得=5703.6N=4562.88N半轴弯曲应力，和扭转切应力为式中，为轮胎滚动半径取0.306mm.a为轮毂支承轴承到车轮中心平面之间的距离，a取0.06m=69.75mpa=111.11mpa==232.9