长安悦翔轿车驱动桥设计

北京理工大学珠海学院二〇二〇届本科生毕业设计长安悦翔轿车驱动桥设计摘要车辆底盘设计中，有一个关键的传动系统组成部分，即驱动桥。其主要功用有两点，一是传递地面对车身的各方向的力、转矩等载荷，二是对车身起支承作用，负担汽车的载重。驱动桥的主要组成部件有主减速器、差速器、半轴、桥壳等，分别承担不同的功用，也是本次设计的重点。驱动桥的设计对于车辆的各项性能影响巨大，不同的结构形式，选取不同的参数尺寸，都会直接或间接的影响到车辆的经济性、操控平稳性以及动力性能。因此，对于整车设计来说，驱动桥的设计是至关重要的，稍有偏差，便会严重威胁到车辆行驶的安全，甚至危及乘客的生命。本文的主要内容为完成长安悦翔的驱动桥设计。首先，根据本科期间所学内容知识，采用传统的驱动桥设计方法，收集该车型的资料，并根据有关文献，学习驱动桥的有关工作原理，结构特性，制定了具有较高可行性的设计思路流程，完成驱动桥各主要部件的设计计算。经过反复校核修改，最终确定合理的驱动桥设计参数，并根据计算结果，借助计算机AutoCAD等绘图软件完成图纸。关键词：汽车驱动桥主减速器差速器半轴

AbstractInvehiclechassisdesign,thereisakeypartofthetransmissionsystem,thatis,thedriveaxle.Itsmainfunctionhastwopoints,oneistotransferthedirectionofthecarinthefaceoftheforce,torqueandotherloads,thesecondistosupportthebody,theburdenofthecarload.Themaincomponentsofthedriveaxlearethemainreducer,differential,halfshaft,axlehousing,etc.,whichbeardifferentfunctionsrespectively,andarealsothefocusofthisdesign.Thedesignofthedriveaxlehasagreatimpactontheperformanceofthevehicle.Differentstructuralformsanddifferentparametersizeswilldirectlyorindirectlyaffectthevehicle'seconomy,handlingstabilityanddynamicperformance.Therefore,forthewholevehicledesign,thedesignofthedriveaxleiscrucial,alittledeviation,willseriouslythreatenthesafetyofthevehicle,orevenendangerthelivesofpassengers.Themaincontentofthispaperistocompletethedesignofdriveaxle.Firstofall,accordingtotheknowledgelearnedduringtheundergraduateperiod,thetraditionaldriveaxledesignmethodwasadoptedtocollectthedataofthismodel,andtherelevantworkingprinciplesandstructuralcharacteristicsofthedriveaxlewerelearnedaccordingtotherelevantliterature.Adesignthinkingprocesswithhighfeasibilitywasdevelopedtocompletethedesignandcalculationofthemainpartsofthedriveaxle.Afterrepeatedcheckingandmodification,thereasonabledesignparametersofthedriveaxlearefinallydetermined,andaccordingtothecalculationresults,thedrawingsarecompletedwiththehelpofcomputerAutoCADandotherdrawingsoftware.Keywords:automobiledriveaxlemainreducerdifferentialhalfshaft

目录TOC\o"1-3"\h\u长安悦翔汽车驱动桥设计 1诚信承诺书 2长安悦翔轿车驱动桥设计 3摘要 3Abstract 41绪论 71.1 课题研究目的及意义 71.2 驱动桥结构方案的选定 72主减速器设计 92.1主减速器的结构形式 92.2主减速器的类型 92.3主减速器主、从动圆柱齿轮的支承形式； 112.4主减速器的基本参数选择与计算 112.4.1主减速比的确定 112.4.2主减速器齿轮计算载荷的确定 132.4.3主减速器齿轮基本参数的选择 152.4.5主减速器齿轮参数表 193差速器的设计 213.1差速器结构形式选择 213.2普通锥齿轮式差速器齿轮设计 223.2.1差速器齿轮的基本参数的选择 223.2.2差速器齿轮几何尺寸与强度的计算 243.2.3汽车行星齿轮和半轴齿轮的参数表 264半轴的设计 274.1半轴的型式 274.2半轴的设计计算 274.3半轴的强度较核 284.3.1三种可能工况 284.3.2半浮式半轴计算载荷的确定 294.3.3半轴的结构设计及材料与热处理 315万向节的设计 335.1万向节的选择 335.2万向节结构 335.3万向节的材料及热处理 345.4万向节设计计算 346结论与展望 377参考文献 388致谢 39附录 40

1绪论课题研究目的及意义随着我国经济的高速发展，在改革开放的势头下，我国的汽车行业也是不断创新，勇于突破。人民收入的日益增加，“一户一车”甚至“一户两车”已经不再是梦想。汽车，作为一种代步工具，在我国的销量逐年上升。汽车产业也成为了拉动我国经济发展的领头羊之一。汽车行业的高速发展，客户的要求也越来越高，逐步往高性价比、舒适性，轻便性追求。其中，轿车是私人购车的热门车型，加之政府鼓励大众购买一些经济型的轿车。因此，以性价比著称的长安悦翔车型受到许多客户的喜爱，据数据统计显示，2019年该车型的销量居全球首位，故本次也选取其作为参考车型本次毕业设计的主要内容是完成长安悦翔驱动桥的整体设计计算，结合本科期间所学知识，除了有助于充分掌握了解汽车驱动桥有关知识外，也是一次极具综合性的复习测试，并且锻炼了CAD等计算机绘图软件的使用能力，对于将来的就业十分有帮助。驱动桥结构方案的选定现今市场上，前置前驱是大多数轿车选择的布置形式，仅有少量高级轿车，采取后置后驱，以加强车辆的动力性能。本次设计为长安悦翔车型，驱动轮和转向轮均为前轮，所以转向驱动桥是前桥。本次长安悦翔的驱动桥设计属于转向驱动桥。转向驱动桥，顾名思义，即驱动桥除其本身基础功用外，还将承担转向功能。当驾驶员进行转向操作时，转向器将方向盘受到驾驶员施加的力矩传导给转向杆，此时驱动桥起到传递扭矩的作用。此外，驱动桥还能够将变速器输出的功率向车轮传导，进而使车轮转动。因为本次车型采用独立悬架设计，所以在驱动桥结构形式的选择上，我们也相应的选择断开式驱动桥，又称作独立悬架驱动桥。该结构的驱动桥并不具备整体梁架或外壳，左右驱动轮之间也不采用刚性轴联结，因此称作断开式。由于选择桥壳分段形式，因此当左右驱动轮在行驶过程中独立地上下跳动时，左右桥壳或套管也相对于车厢或车架存在相对运动。该类型结构的驱动桥，主减速器与差速器通常在驱动桥中段位置悬置在车厢底板或车架上，也有一部分设计选择将两者连接于脊梁式车架。在该结构形式驱动桥的设计计算过程中，主减速器、差速器以及部分传动系统的质量，因为其结构特点，我们将其称之为簧上质量，注意代入计算。由上述分析可知，根据本次设计参考车型的结构特点，本文采用断开式结构形式的驱动桥。该结构的优点是簧下质量轻，且离地间隙距离大，因此对于车辆平均行驶速度的增加以及操控平稳性的优化都有所帮助；缺点是该结构形式相对复杂，工艺要求较高，因此成本较高。但又由于该结构形式承受载荷较轻，因此驱动桥各零部件的磨损情况较轻，使用寿命长，故后期保养成本降低，所以仍旧广泛应用各经济型轿车中。

2主减速器设计2.1主减速器的结构形式在设计主减速器时，需要考虑多方面的影响因素，如齿轮类型，减速方式，主、从动齿轮的装配等等。首先，在主减速形式的选择上，我们应当考虑汽车车型、常用的工况以及驱动桥的数量和安装方案，同时，离地间隙也是一个很重要的影响因素，确定主减速比后，再选取合适的主减速形式。主减速比的选取应当充分考虑车辆的经济性与动力性。根据有关参考文献总结后可得出，在设计主减速器、差速器过程中应当注意以下原则：防止驱动桥工作运转时同悬架导向机构相互干涉，保证协调配合；为保证车辆的燃油经济性与动力性在符合车型要求的条件下达到最佳，应选择合适的主减速比；结构设计简单，降低制造成本，装配难度小；传动机构的设置应考虑到转速、载荷的变化，保证多种情况下的传动效率；设计时注意齿轮传动件的运转平稳性，减轻噪声；在刚度、强度符合标准的条件下，设计时遵循轻量化原则，提升车辆的平顺性；驱动桥设计尺寸不宜过大，以确保足够的离地间隙；2.2主减速器的类型对于驱动桥的结构型式，按照选择的主减速器型式不同划分，大致有三类：中央单级减速器。该结构形式是驱动桥结构设计中最简单的一种，也是大多数轿车最常用的结构类型。采用该结构的好处是尺寸紧凑不占空间、质量较轻且成本较低。但该结构不适用于主减速比较大的车型，通常要求主减速比，家用轿车的主减速比一般，故该结构应用广泛。中央双级减速器。顾名思义，该结构形式是考虑到牵引总质量较大或是主减速比超出的情况，进而在单级减速器的基础上加以改进，常做驱动减速器。双速主减速器。该类型减速器的特点在于可搭配两种传动比，这是由于减速器内部齿轮组合变化所带来的。发动机运转功率、车辆行驶工况、各档传动比的不同，都是减速器高低档选择的影响因素。路况复杂或车辆满载时，由于阻力较大，通常选定大传动比，有利于降低换挡次数；车辆载荷较轻或路况良好时，则适用小传动比，有利于提高燃油经济性。综上分析可知，轿车设计中，由于中央单级主减速器具有以下优势：结构紧凑，布置简单，故适用于前置前驱型车辆结构简单，制造成本低，性价比高各工况下传动效率高，零部件工作稳定性好；现在路况良好，车速提升，该结构主减速比较小；因此，本次设计选择中央单级主减速器。又由于主减速器传动齿轮选择不同，所以有以下几类传动类型：螺旋锥齿轮传动：因为其主从动齿轮轴线交于一点且位置可变的齿轮特性，使得轮齿端面出现重叠的现象，因此螺旋锥齿轮传动形式具有较强的负载能力。通常的驱动桥设计中，选择90°交角的主减速齿轮形式。此外，锥齿轮啮合时，与直齿轮不同，齿的一端先啮合，而后随之渐渐过度至另一端，并非一起啮合，且超过两队轮齿一起啮合，因此该结构传动运转平稳，基本不会产生噪声与振动。双曲面齿轮传动：与螺旋锥齿轮不同，该结构的主、从动齿轮轴线是空间交叉型，主动齿轮轴与从动齿轮轴之间相互位置发生一定偏移，但空间交叉角一般仍旧是90°。以从动齿轮轴为基准，向上偏移被称作上偏置，反之为下偏置。当偏移距足够大时，我们就可以在齿轮两侧设计一个支承以提高结构刚度，这是由于齿轮轴能够在偏移距的范围内在另一齿轮轴上/下通过，进而保证齿轮啮合的准确性，减轻齿轮受损，延长工作寿命。但也正是因为偏移距的存在，该结构形式的主、从动齿轮螺旋角不一致，通常情况下从动齿轮小于主动齿轮，因此双曲面齿轮端面模数完全不等。因此，主动齿轮具有更大的当量曲面半径，所以其负载能力、刚度、强度都更优于螺旋锥齿轮，且齿面间接触应力更小。分析不同偏移距的双曲面齿轮，与相应螺旋锥齿轮比较，负荷能力最高可提升175％，且选择更大的螺旋角时，可避免根切现象的发生。因此在齿数选择上更适合于传动比较大的情况，尺寸也较小。蜗轮-蜗杆传动该结构传动形式更加适合于主减速比较大的重型车辆，单级减速就能够得到大传动比，避免了选择其他减速形式需要设计双级减速的麻烦。蜗轮蜗杆传动便于主减速器的结构简单，安装容易，便于拆装。在车辆驱动桥设计中采用蜗轮蜗杆传动的情况较少，但与上述两种传动形式相比，蜗轮传动同样具备自身的优势。例如，对于载重汽车来说，由于其车轮直径较大、发动机功率大，但车速较低的情况，所需传动比较大。若选择双级减速器，因为结构复杂，导致减速器质量大，所占空间大，传动效率也低于单级减速器，便会造成更多的损耗。蜗轮传动单级较大的减速比能够很好的解决这一问题。除此之外，蜗轮蜗杆传动最大的优势在于负载能力远胜于其它形式，磨损情况也较好，工作寿命长。蜗轮与蜗杆的配合特性使得该传动形式的运转平稳性最佳，噪声和振动也最小。但蜗轮蜗杆传动的缺点在于对制造材料的要求较高，通常选择青铜等有色金属，因此成本高昂，所以并没有在汽车设计上广泛推广应用。本次设计的参考车型为长安悦翔，采用前置前驱的布置方式，且发动机、变速器都是横向布置，动力输出与前桥轴线平行，所以动力旋转方向固定不需改变，故圆柱齿轮传动即可。综上分析，本次设计的传动方案为选择斜齿圆柱齿轮，配合断开式驱动桥，左、右半轴分别向车轮传递动力。2.3主减速器主、从动圆柱齿轮的支承形式；现在市面上常见的主减速器齿轮支撑方案大致可分为骑马式与悬臂式两类：骑马式：又称“两端支承式”，即在齿轮前后采用轴承设计支撑两端轴颈。悬臂式：采用悬臂设计，在齿轮轮齿大端处一侧轴颈通过悬臂支撑轴承外侧。比较分析两种支撑方案的优缺点，骑马式结构的刚度远超悬臂式，因此齿轮运转时，受力变形程度仅为悬臂式的1/30，因此本次设计中主减速器的大齿轮与小斜齿轮安装方式全都选择骑马式。2.4主减速器的基本参数选择与计算2.4.1主减速比的确定上文我们提到，主减速比的选取对于车辆在最高档位行驶时的燃油经济性与动力性能影响巨大，所以在主减速器设计时，结构形式、尺寸空间、质量的设计应当充分考虑主减速比的影响。同时，由于驱动桥作为整车传动系的一部分，主减速比的设计同样关系到整车的总传动比。例如变速器、分动器以及取力器等结构都对主减速比的大小有直接或间接的影响，车辆动力的计算中应当全部考虑其中。传动比的大小直接影响到发动机功率输出对整车的影响，因此为使车辆在满足使用条件的情况下达到最合适的经济性与动力性分配，本次主减速器的设计选择优化设计的方法完成计算。对于轿车来说，在现在路况条件越来越好的情况下，汽车行驶的速度也越来越高，因此，在发动机最大功率确定条件下，选择主减速比时应当充分考虑最高车速的影响，计算如式2-1所示：（2-1）式中：QUOTErr——车轮滚动半径，m；QUOTEigh——最高档传动比，QUOTEigh=1；——最高车速，km/h；——发动机最大功率转速,r/min根据网络查询到的有关长安悦翔轿车主要参数如下，最高车速该车型轮胎选择上为型号185/85R15其中：185——轮胎端面宽度(mm)；R——子午线结构代号；85——轮胎扁平率；15——轮辋直径(in)；查表可知，该型号轮胎滚动半径为；该车型发动机最大功率状态下，转速；将以上参数代入式（2-1）计算可得：取2.4.2主减速器齿轮计算载荷的确定由于车辆行驶过程中，传动机构所承受的载荷处于变化状态，因此主减速器齿轮的计算载荷不容易确定。传统设计计算方法中，通常假定汽车在路面状况良好的条件下行驶，当发动机运转达到最大转矩，且传动系处于最低档条件下，出现滑转现象，此时主减速器从动齿轮受到最小转矩(即的最小值)视作主减速器齿轮的计算载荷，代入最大应力情况下汽车的强度计算。如下式(2-2)、(2-3)所示。(2-2)(2-3)式中：QUOTE—计算转矩，QUOTEN?mN?m；QUOTETemax—发动机最大转矩；QUOTETemax=145QUOTEN?mN?mQUOTEkd—由于猛接离合器而产生的动载系数，若是负载较大的载货汽车或是自动变速器汽车，；若车辆性能系数，则通常选取；QUOTEi1—变速器最低档传动比；—计算驱动桥数，本次设计取=1；—变速器传动效率，取=0.96；QUOTEG2——驱动桥在满载条件下给路面的最大负荷，后桥载荷；——车轮滚动半径=0.283m；——轮胎附着系数，取，——传动效率和传动比，取0.96，无轮边减速器，取1.0；通过查询汽车主要参数可得：N·m将上述数据代入公式(3-5)可知，本次设计的参考车型长安悦翔，所以动载系数取值。由汽车主要参数计算可得，满载条件下，总质量，由《汽车设计》查询可得，在前置前驱的发动机布置形式车辆中，车辆轴荷分配情况。在满载条件下，前轴分配通常取。在实际行驶条件下，由于加速度的情况，本次设计选择，加速度系数取1.3，故。如公式，把以上数据代入计算如下：车辆种类型式各不相同，行驶条件也比较复杂多变。一般情况下，矿用车、载货汽车以及越野汽车处于高负荷情况，车速较低；而轿车的常用工况则为轻载高速；对于车辆的使用转矩，难以模拟出其正常的持续状态。但相较于非公路汽车，公路汽车的行驶状况会更加稳定，因此，我们经常使用平均比牵引力代替持续转矩。故平均计算转矩如式(2-4)所示计算：（2-4）式中：QUOTETemax—发动机最大转矩；QUOTETemax=145QUOTEN?mN?m——牵引的挂车满载总重量，N。本次设计车辆为轿车，故；——轮胎滚动半径，m；—计算驱动桥数，本次设计取；——满载条件下车辆总重量，N；——车辆正常行驶条件下，平均上坡能力系数。取值；——滚动阻力系数，取值；——车辆性能系数；(2-5)，——传动效率和传动比，取0.96，无轮边减速器，取1.0；(2-5)代入式(2-4)计算后可得：2.4.3主减速器齿轮基本参数的选择确定主、从动齿轮的齿数由于本次设计主减速器的结构类型我们选择中央单级主减速器，因此确定主、从动齿轮的齿数时主要根据主减速比的大小。具体选取原则如下：QUOTEz1z1和QUOTEz2z2的商应为无理数，确保磨合；主、从动轮齿数之和，轿车设计应大于等于50，货车设计大于等于40，以保证满足弯曲强度条件以及合适的齿面重合度；时，齿轮啮合不稳定，故不采用；商用车通常即可；为确保驱动桥与地面距离足够，较大时，通常取小；取QUOTEz1z1=23QUOTEz2z2=84QUOTEz1+z2=61>40，符合。斜齿轮设计计算由于本次设计齿轮转速相对较高，为保证齿轮运转安全，选择硬齿面。硬齿面齿轮设计计算时，应当先按照轮齿弯曲疲劳强度进行设计计算，再将计算结果按照齿面接触强度进行校核，以保证齿轮强度符合条件。在齿轮材料的选择上，我们将渗碳钢进行淬火处理，制造齿轮，硬度可以达到。由《汽车工程手册》查询图，可得弯曲疲劳时该材料的极限承受应力以及接触疲劳时该材料的极限承受应力：，按轮齿弯曲疲劳强度设计查询《汽车工程手册》中齿轮设计方法，由书中式(5-45b)可得模数计算如下式：（2-6）许用弯曲应力查询《汽车工程手册》中齿轮设计方法，由书中式(5-26)可得主、从动齿轮的许用弯曲应力，（）计算如下：（2-7）式中：——最小弯曲强度条件下，齿轮安全系数。传动设计中，非重要传动取值范围，重要传动零件取值范围；主减速器齿轮为重要传动零件，本文选择——计算弯曲疲劳强度时寿命系数，当齿轮处于使用寿命期限内，调整弯曲疲劳状态下的许用应力能够改变寿命系数，本文选择。——齿轮应力修正系数，由国标给定值计算，；——齿轮齿根处弯曲疲劳极限应力，查表可知将上述数据代入式(2-7)计算后可得：计算小齿轮转矩选择载荷系数K本次设计选择斜齿轮作为主减速器的传动齿轮，加工精度选择上为Ⅶ，所以载荷系数选取时无需太大，本次设计选择初选齿轮齿数选取,.选取选择齿宽系数齿宽系数的取值影响到轮齿直径与中心距的大小，进而关乎驱动桥中传动装置的质量，当增大，轮齿直径与中心距就会随之变小，传动装置的质量减小，但由于齿宽的增加以及轴向尺寸的扩大，齿轮受载时，载荷分布不均匀的现象就更加明显。因此，由《机械设计》可知，在齿面硬度以及布置形式不同时，具体的取值范围是：软齿面齿轮，当齿轮布置选择悬臂式，当齿轮布置选择非对称结构(相对轴承)，当齿轮布置选择对称结构，硬齿面齿轮，取值通常仅为相应布置形式软齿面齿轮的50％本次设计选择两端支承式硬齿面齿轮，所以，，；故选择复合系数本次设计主、从动齿轮均选择渗碳钢进行制造，所以相等。故仅需计算小齿轮，如下式所示：由《汽车工程手册》图查询可得，小齿轮复合齿形系数故以上数据代入公式后可得，为保证在实际应用中零件工作的安全性，向上圆整，取标准模数，可得，因此中心距计算如下式所示：由中心距与倾斜角的关系可得下式：由反三角函数关系可知：计算剩余几何尺寸取取根据齿面接触强度进行校核查询《汽车工程手册》中齿轮设计方法，由书中式(5-47)可得（2-8）式中，——弹性系数，本次设计齿轮均为渗碳钢制作，故以上数据代入公式后可得由《汽车工程手册》式查询可得，齿面许用接触应力计算如下式所示，由于本次设计齿轮应用于主减速器，作为传动系统的重要一环，应该使用最小安全系数代入计算，故，，，代入计算可得：易知，故本次根据接触疲劳强度校核符合条件。2.4.5主减速器齿轮参数表表3-1主减速器斜齿轮的参数项目计算结果计算公式分度圆直径齿顶圆直径齿顶高全齿高hf1=2.563mm;hf2=4.353mmhf1=1.788m-ha1;hf2=1.788m-ha2齿根圆直径端面齿距端面齿厚法面齿距

3差速器的设计车辆在实际行驶过程中，由于轮胎差别、路况差别以及行驶轨迹等因素，左右车轮通常在相同时间内总路程不一致，由汽车运动学要求，若采用单根整体车轮驱动轴结构传递动力，在左右轮转速相同总路程不同的条件下，不符合运动学原理，容易导致车轮滑移甚至滑转，降低了转向时的安全系数。例如：车辆直行时，由于路面并非完全平整，垂直度不相同，会导致车轮路程不一致；车辆转向时，外侧车轮转弯半径大于内侧；此外，车辆左右侧负荷、轮胎气压以及磨损乃至制造误差等因素在长时间行驶下也会导致该情况发生。这会产生许多负面影响，轮胎磨损、燃料、功率额外消耗，车轮轴负载过重等等。为减缓该情况带来的弊端，在设计时我们通常加装差速器在车辆两驱动轮上，确保在不同路况，不同行驶条件下，车轮能够以不同速度旋转，以符合汽车运动学。差速器从功能划分上来说仍然属于传动系，是一个差速传动机构，通过差速器分配2根输出轴的扭矩关系，这样就能够实现车辆行驶在任意情况下，驱动轮由于输出轴转动的角速度不同，因此动力传递相互独立，避免转向操作等过程中出现轮胎打滑的现象发生危险。差速器依照传动齿轮结构不同大致划分出蜗轮式、牙嵌自由轮式、凸轮式与齿轮式等，本次设计选用对称式圆锥行星齿轮差速器，以下进行重点介绍。3.1差速器结构形式选择在现今汽车设计中，尤其是经济性轿车，对称锥齿轮式差速器得到普遍使用，这是由于该结构差速器结构组成不复杂，且质量较轻。其中，在最早的普通锥齿轮式差速器基础上，为适应各种车型的需要，工程师研发出了摩擦片式差速器和强制锁止式差速器。齿轮差速器在传动齿轮的选择上有圆锥齿轮或圆柱齿轮，为了加强传动的平稳性，我们通常选择锥齿轮作为传动齿轮。而军用汽车上则经常使用强制锁止式差速器，即在对称锥齿轮式结构的基础上，设计一个安全部件，如果其中有驱动轮在行驶过程中出现划转现象，该部件会立即停止差速器工作，以防出现失控的危险，该部件被称作差速锁。如图3-1，常见对称式圆锥齿轮差速器结构。主要部件有四个行星齿轮、齿轮轴、差速器左右壳及齿轮垫片等。该结构的优点在于结构组成相对不复杂，制造难度较低，且工作稳定性好，具有很高的性价比，所以市场应用广阔，在轿车、货车和城市客车上都能见到。其中，在此基础上利用摩擦元件提升其防滑性能后，也可以用于越野汽车中。图3-1对称式圆锥行星齿轮差速器3.2普通锥齿轮式差速器齿轮设计通常情况下，我们在主减速器从动齿轮处安装差速器壳，所以，在设计尺寸时时，拆装差速器是一个影响因素。相应地，差速器外廓尺寸也不宜过大，需与主减速器主、从动齿轮相配。3.2.1差速器齿轮的基本参数的选择1）确定行星齿轮数目由于不同汽车的负载情况不同，因此在行星齿轮数目的选择上，越野型车辆和载货型车辆的齿轮数通常为4，轻型轿车的行星齿轮数目通常为2，本次设计参考车型为长安悦翔，初步选择双行星齿轮结构设计，但经过校核不符合强度条件，所以本文设计仍然采用四行星齿轮设计。2）计算行星齿轮球面半径差速器的负载能力、结构尺寸因为受到行星齿轮安装尺寸的影响，都主要由RB所决定，同时锥齿轮节锥距与R（3-1）式中：——计算转矩，——行星齿轮球面半径系数，取值区间，该系数的取值与行星齿轮数目呈负相关，齿轮数越大，半径系数越小，因为本次设计n=4，所以本次设计取将以上数据代入公式(3-1)后计算可得，取37mm由节距与球面半径之间的关系可得下式计算：取为36.4mm3）确定行星齿轮与半轴齿轮齿数差速器负载较重，因此对于齿轮的强度有一定要求，在模数选择数值较大的情况下，为防止齿轮尺寸过大，行星齿轮应当相应减少齿数，但最小值不能低于10。根据收集到的资料显示，半轴齿轮齿数Z2的取值范围是14<Z2<25，且半轴齿轮与行星齿轮齿数的关系应当满足。差速器运转工作时，每一行星齿轮需要与两个半轴齿轮一起处于啮合状态。为确保差速器安装准确，在差速器设计时，需使半轴齿轮轴线受行星齿轮均匀环绕，两侧半轴齿轮齿数和应为行星齿轮齿数的整数倍，即如下式所示：（3-2）式中：I——正整数；、——左右半轴齿轮齿数，由于本次设计采用对称式，故相等；n——行星齿轮数目。在此=10，=16，满足以上要求。4）计算圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径行星齿轮、半轴齿轮节锥角QUOTE，QUOTE计算如下：；式中：，——行星、半轴齿轮齿数。圆锥齿轮大端端面模数m计算如下：为确保齿轮运转安全，向上圆整，查表后选取因此，节圆直径d可由如下式计算可得：5)压力角在早些年的汽车设计中，差速器齿轮压力角的选择上通常是20°，并且确定齿高系数的值是1，但这种设计适用于齿轮齿数的情况，本次设计中，半轴齿轮齿数为10，所以不适合于20°压力角。此时，我们改变齿高系数为0.8，齿数选择范围扩大，在维持原齿顶形状的情况下，压力角的选择为22.5°，并加厚半轴齿轮切向的厚度，确保半轴齿轮与行星齿轮负载强度接近。该结构设计在模数选择较大时，也能够保持齿轮强度达标。因此本次设计压力角6）行星齿轮安装孔直径QUOTE??及深度L 为确保装配顺利，故值与齿轮轴外尺寸相等，同样，深度L即齿轮轴支承长度，二者关系由经验公式可得：（3-3）（3-4）（3-5）式中：——差速器传递转矩，QUOTEN?mN?m；——行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm，l，为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而；n——行星齿轮数，；——支承面许用挤压应力，取98MPa3.2.2差速器齿轮几何尺寸与强度的计算由于车辆行驶过程中，左右轮只是有时出现行驶不同路程情况，如转弯或出现打滑时，所以差速器并不是始终处于工作状态，啮合运动较少，故差速器齿轮的主要破坏形式为弯曲破坏，所以以下为弯曲强度计算，完成校核。轮齿弯曲强度σw（3-6）式中：T——单个半轴齿轮受单个行星齿轮转矩，QUOTEN?mN?m；（3-7）式(3-7)中：——计算转矩，n——行星齿轮数n=4；——半轴齿轮齿数16；——载荷分配系数，本次设计两齿轮均采用两端支承式安装，因此的取值范围是，为确保支承刚度的大小，本次设计选取；QUOTEKsKs——尺寸系数，由于制造材料的各方向性质不均匀造成的影响，该系数的取值与材料的热处理方式以及齿轮大小有关，本次设计齿轮材料选择为渗碳钢，查阅文献可得，；QUOTEKvKv——质量系数，对于差速器齿轮，由于轮齿接触良好，加之本次设计径向跳动精度高，所以本文取；QUOTEK0K0——超载系数2.0；m——模数5.5；F——齿面宽，查阅《机械设计手册》可得J——齿轮弯曲应力总和系数，查阅《机械设计手册》可得J=0.2255将上述数据代入计算后可得，以计算，得：以计算，得：显然，本次设计差速器齿轮校核成功。3.2.3汽车行星齿轮和半轴齿轮的参数表查阅机械设计手册后可知，，，。表3-1几何参数及尺寸计算（）符号名称计算公式半轴齿轮行星齿轮分度圆直径齿根高齿顶高分度圆锥角齿根圆直径齿顶圆直径齿根角齿顶角锥距顶锥角=38.0561=64.0454根锥角4半轴的设计4.1半轴的型式差速器将转矩通过传动机构传递给车轮，即驱动桥上的传动部件，有断开式和非断开式之分，该传动机构属于车辆传动系组成末端。其中，断开式主要是万向传动装置，而非断开式的常用部件是驱动半轴。驱动半轴又有全浮式、半浮式、3/4浮式3类，主要区别在于3类半轴的支承形式。半浮式半轴是目前市面上最常见的半轴结构，结构简单，几何尺寸较小，且造价低廉，性价比高。该结构的负载情况与3/4浮式类似，但载荷传递完全，故负载较大。其结构形式为在套管外端，将半轴支撑轴承插在内孔上。该形式半轴常见于常用工况环境好，质量小且负载不大的轿车、客车等车型。全浮式半轴，不承受弯矩及反力作用，负载仅为转矩一种。结构特点为半轴套管上装有两个轴承，支撑轮彀，半轴外端凸缘上螺钉与轮毂相联。优点使拆装容易，后期维修便利。拆卸方法为松开半轴凸缘螺栓，取出半轴。此时车辆支承力由桥壳与车轮共同承担该类型半轴常见于中大型载重汽车。3/4浮式半轴，驱动桥壳半轴套管端部上仅安装一个轴承，并与车轮相连，连接方式为使用螺钉在轮彀处与半轴端部凸缘处。与全浮式相比，车轮受路面作用的力与力矩也将传递给半轴，但并不完全。除乘用车外，也适用于轻型载重汽车。经过比较分析，本次设计长安悦翔轿车选择半浮式半轴。4.2半轴的设计计算进行半轴的设计计算时，首先应当确定半轴的几何尺寸大小，根据半轴承受的载荷，确定半轴的直径。本次设计参考车型为驱动形式，查阅《汽车构造》可得，半轴计算转矩如下式计算可得：（4-1）式中：——转矩分配系数，本文取0.6；——最低挡传动比；——汽车传动效率，本文取0.9；——主减速比；——发动机最大转矩。将上述数据代入式(4-1)计算后可得：N·m查阅《汽车构造》可得，全浮式半轴杆部直径的初选可按下式（4-2）式中：d——半轴杆部直径mm；——半轴转矩许用应力，MPa。取=500MPa；T——半轴的计算转矩，1094.647。将上述数据代入式(4-2)进行计算可得：考虑到万向传动装置的影响因素，选取d=36mm。4.3半轴的强度较核4.3.1三种可能工况车辆运行过程中，半轴承受的载荷工况可能有三种，为计算半轴载荷，首先对以下三种工况进行分析：纵向力达到最大值，即制动力或驱动力达到最大值，此时不受到侧向力，故轮胎与地面的附着系数；纵向力达到最大值，车辆易出现侧滑现象，此时不受到纵向力，故轮胎与地面附着系数为侧向附着系数；垂向力达到最大值，即车辆在坑洼路段上行驶，且车速较高的情况，由于纵向力与侧向力数值较小，因此可忽略不计。以下本文将分别针对三种工况进行分析，确定半轴的计算载荷。4.3.2半浮式半轴计算载荷的确定1）选择第一种工况，即纵向力最大且侧向力为0：分析可知：垂向力，纵向力最大值，式中：取值为1.2，取值为0.8。半轴弯曲应力、扭转切应力计算如下：(4-3)(4-4)式(4-3)、(4-4)中：——车轮中心面与轮毂支承轴承间隔距离，由第三强度理论可得：(4-5)将以上数据代入计算后可得，，2）选择第二种工况，即侧向力最大且纵向力，此时汽车发生侧滑现象。外轮上的垂直反力以及内轮上的垂直反力分别为:(4-6)(4-7)式中：——轮距，经查阅资料得；——汽车质心高度，根据经验选取值为0.35；——侧滑附着系数，在计算过程中可以选取为1.0；作用在外轮上的侧向力以及内轮上的侧向力分别为(5-8)(5-9)作用在内外车轮上的总侧向力=。由此可得，作用在外轮半轴的弯曲应力以及内轮半轴的弯曲应力分别为：(5-10)(5-11)经计算可得：3）选择第三种工况，即汽车垂向力最大，纵向力=0，侧向力=0，此时，车辆行驶于坑洼路段垂直力最大值计算如下式所示：(4-12)式中，表示运载系数。一般情况下，乘用车选取：=1.75;货车选取：=2.0;越野车选取：=2.5.半轴弯曲应力的计算公式为(4-13)由于长安悦翔为乘用车，因此选取=1.75，综上所述，所有应力计算结果均小于半轴的许用应力500MPa，因此半轴强度校核满足要求。4.3.3半轴的结构设计及材料与热处理为使半轴各段满足强度相等，设计时，花键底径应稍大于杆部直径，故花键齿数随之增加，因汽车负载情况的不同由小到大取值区间为10~18齿，轿车半轴通常取10，而货车则取18齿。键槽深度也应当相应减小。由应力集中导致的扭转疲劳是半轴的主要破坏形式，故在设计过程中，应注意半轴结构中过渡部分圆角处理，并加大半径，减小应力集中。当制造时使用的锻造设备较小时，我们可以在结构设计上采用两端花键连接的方案。为减少成本，降低制造工艺技术难度，花键参数的选择上可以尽量保持一致。为了提升半轴的强度、刚度，在设计上经常选择渐开线花键代替以往设计中的矩形花键，也有一些特殊情况下，选择梯形花键。据调查，市面上常见的驱动半轴制造材料以含铬中碳合金钢为主，如等。本次半轴设计材料选择40，为强化半轴疲劳强度及静强度，选择中频、高频感应淬火技术对材料进行热处理，残余在半轴表面压应力较大，再进行喷丸处理、滚压过渡圆角等技术，能够加强半轴强度。除此之外，还能够有效大幅提高疲劳强度，经过该热处理后，半轴表面硬化层深占半径的1/3，淬硬达，心部硬度；不淬火区（凸缘等）硬度。

5万向节的设计5.1万向节的选择万向节的种类有挠性万向节与刚性万向节两种，两者区别在于扭转方向上万向节的弹性数值大小。对于挠性万向节，动力传递方式通常为选择弹性零件传递，该结构的优点在于对于冲击载荷能够起到缓振效果。而刚性万向节动力传递方式则依靠零件之间通过铰链连接，按照主、从动轴角速度的关系可以划分为等速、准等速以及不等速三种形式，本次设计为前置前驱布置的驱动转向桥，对于转动角度要求较大，而挠性万向节通常适用于两轴夹角范围3°~5°的传动装置，因此经过分析比较，本文选择球笼式等速万向节。5.2万向节结构球笼式万向节通过钢球传递转矩的方法，使其在轨道上独立运动。其中球笼式万向节有两种不同的输出输入元件分界面形式，如图5-1所示，该球笼式万向节具有Z个传力钢珠。如图5-1a所示，输出输入元件按照Rzeppa原理(同心原理)沿同一轴线分布，该布置方案的好处在于主动球数，即所有的钢珠都能够沿转动轨道传递转矩；如图5-1b所示，输出输入元件按照Wiess原理(径向原理)沿轴线的径向分布，此类布置方案主动球数仅为，也就是同时间内只有一半的钢珠能够传递转矩。5-1aRzeppa式5-1bWiess式图5-1球笼式万向节球笼式万向节按照轨道形状的不同，又可以划分为伸缩式万向节、固定式万向节两种。伸缩式万向节的轨道为螺旋线形或直线型，万向节能够铰接与伸缩；固定式万向节的轨道则是弯曲性，无法铰接或伸缩。固定式万向节的内部定心对于车辆设计的布局起到简化作用，因此常用语半轴外侧，而半轴内侧则通常选择伸缩型球笼式万向节，如图5-2所示。图5-2RF节与VL节在转向驱动桥中的布置5.3万向节的材料及热处理万向节运转工作时，最大的损耗来源时钢球与轨道的接触应力。本次设计选择低碳合金钢制造球星壳与星形套，并对内球面轨道热处理至表面硬度，然后采用磨削的方法着重加工轨道、内球面以及支撑部位，以提高强度。钢球的选择上，由于万向节的安装要求游隙十分微小，因此根据标准选择级品质的滚动轴承制品，游隙约为轴间夹角的3％5.4万向节设计计算不同生产厂家有不同的载荷计算方法和选用原则，本文查阅《机械设计课程设计指导书》以英国GKN汽车有限公司生产的万向节为例进行计算。(5-1)Tφ——万向节传递转矩最大值Gw——竖直方向上地面受到车轮的作用力，Gw＝G2/2rr——车轮滚动半径，0.308mφ——轮胎附着系数，普通轮胎；越野轮胎；防滑轮胎，本次设计为经济性轿车，取SF——使用因素，与工作工程中的震动情况有关，本文设计为经济性轿车，常用路况良好，本文取将以上数据代入式(1-1)计算可得，=8520/2×0.283×0.85×1.5=1537Nm查询《汽车设计课程设计指导书》，根据万向节传递转矩选择91号RF万向节如图5-4所示，具体参数如表5-1所示：5-4RF固定式万向节结构图表5-1RF固定式万向节几何尺寸及额定转矩(单位：mm)RF万向节型号ASGBdRMd(Nm)Mn(Nm)918122367915.87527.52601600同样，查询《汽车设计课程设计指导书》，根据万向节传递转矩选择91号VL万向节如图5-5所示，具体参数如表5-2所示：5-5VL伸缩式式万向节结构图表5-2VL伸缩式万向节几何尺寸及额定转矩(单位：mm)VL万向节型号AGSdRSmaxMd(Nm)Mn(Nm)a①b②9194302117.46226.4512402672200①使用刚性螺栓的伸缩量；②，不使用刚性螺栓的伸缩量。

6结论与展望本次毕业设计的主要研究内容是长安悦翔的驱动桥设计，并根据已有的驱动桥设计进行改进提升，设计一款采用斜齿圆柱齿轮传动的断开式驱动桥，采用机绘的形式，完成相关的二维设计图纸。设计期间，在初期先在中国知网（CNKI）上查阅有关文献，并借阅了相关科技杂志，之后到工厂实习参观，根据刘惟信老师《汽车车桥设计》一书，认真理解分析了驱动桥及其各主要组成部件的结构和原理，整理出一个具备较高可行性的设计方案，掌握设计思路后，开始主要零部件的设计计算工作。本文首先讲解了车辆驱动桥的有关知识与常见结构形式，分析了各结构形式的优缺点，并重点了解了主减速器、差速器、半轴等各主要零部件的结构形式。在此基础上，详细学习了断开式驱动桥的有关理论，如工作原理等，有助于更好的分析车辆行驶过程中驱动桥工作时的工况。经过分析后，开始第二次详细计算设计，包括尺寸选择，强度校核等，确定相关设计参数。在进行尺寸设计的工作过程中，利用CAD、CATIA等二维制图软件完成了相关装配图及零件图的绘制。通过绘图，校核，反馈设计，从而调整更好的结构安排。经过初步的校核计算，本次设计的驱动桥较为合理。此外设计方案中还有一些地方可以改进，例如在传统设计方法的基础上，借助计算机软件对驱动桥的结构受力情况进行分析并优化。本次毕业设计不仅是对于大学期间所学知识的复习回顾，更是一次总结与升华，将各方面所学融汇贯通的一次成功实践。在设计期间，也充分认识到自己实践经验的不足，为将来的工作敲响了警钟，打下了一个坚实的基础。

7参考文献[1]刘惟信.汽车设计[M].北京:清华大学出版社,2015.[2]王望予.汽车设计[M].北京:机械工业出版社,2015.[3]陈家瑞.汽车构造[M].北京:人民交通出版社，2017.[4]《汽车工程手册》编辑委员会.汽车工程手册[M].北京:人民交通出版社,2011.[5]余志生.汽车理论[M].北京:机械工业出版社,2010.[6]张洪欣.汽车底盘设计[M].北京:机械工业出版社,2008.[7]成大先．机械设计手册[M]．北京:化学工业出版社，2014.[8]王望予主编.汽车理论.机械工业出版社.2017.6.[9]刘惟信编著.汽车车桥设计.清华大学出版社2014.4.[10]彭文生，李志明，黄华梁主编.机械设计.高等教育出版社.2012.8.[11]陈家瑞主编.汽车构造.人民交通出版社.2016.11.[12]唐增宝，常建娥主编.机械设计课程设计.华中科技大学出版社.2016.9.[13]赵克利，孔德文编著.底盘结构与设计.化学工业出版社.2017.1.[14]焦永和主编.机械制图.北京理工大学出版社.2015.7.[15].余志生.汽车理论[M].北京.机械工业出版社.2016.05.[16]郝喜斌.DC704前驱动桥的设计要点[J].机械工程与自动化.2014.03.[17]邹书洋.驱动桥总体方案自动生成系统研究[J]，南京理工大学，2017.[18]刘柯军，高淑兰,汽车半轴失效分析[J]，汽车工艺与材料，2014.07.[19]YuJianfei.Intelligentdesignsystemformini-carsdrivingaxle[D].NanjingUniversityofScience,2012.[20]WangLiang.DriveAxleoptimaldesign[D].HebeiUniversityofTechnology,2016.[21]JohnFenton.HandbookofAutomotivePowertrainandChassisDesign.ProfessionalEngineerigPublishingLimitedLondonandBuryStEdmunds,UK.1998.8致谢论文终于接近尾声。搁笔时，我感慨万千、思绪不断。从开题到找资料，再到最后的定稿，虽然一直很忙碌，不过也学到很多知识和道理。大学四年的时光就这样悄悄溜走，转瞬即逝。从小学到大学这十六年来的求学生涯也即将接近尾声。时光如流水，成长中的滴滴点点此刻就像是电影一样不断在我脑中放映，有欢声笑语，也有挫折失败，但无论是哪种片段，在现在看来，都是弥足珍贵、闪闪发光的回忆。在这里，首先我要感谢的是不断给我建议和帮助的导师，您是这样的博学多才，用您那丰富的知识量和敏锐的思路给了我的论文极大的建议,，我的论文才能顺利完成；您又是这样的和蔼可亲、平易近人，是您给了我这样一个珍贵的学习机会。您是我未来人生道路上永远的榜样。此外，我还要感谢我的大学老师们。在这四年里，你们的风趣的讲课方式、博学的知识和深邃的思想让我深刻领悟到了知识的博大精深。感谢你们大学四年对我的学习的指导以及生活的帮助。感谢我的同学和室友一路以来的并肩作战。大学四年，你们让我感到了青春活力。你们的关怀和鼓励让我不断成长，让我感到温暖，也让我对深爱的校园恋恋不舍。你们学习的严谨、为人的友善我会用一生去学习的。最后，感谢养育我的父母。未来，我将用更多的努力回报你们。时光不老，我们不散，祝大家未来道路上前程似锦！

附录附录1DriveAxleAllvehicleshavesometypeofdriveaxle/differentialassemblyincorporatedintothedriveline.Whetheritisfront,rearorfourwheeldrive,differentialsarenecessaryforthesmoothapplicationofenginepowertotheroad.Thedriveaxlemusttransmitpowerthrougha90°angle.Theflowofpowerinconventionalfrontengine/rearwheeldrivevehiclesmovesfromtheenginetothedriveaxleinapproximatelyastraightline.However,atthedriveaxle,thepowermustbeturnedatrightangles(fromthelineofthedriveshaft)anddirectedtothedrivewheels.Thisisaccomplishedbyapiniondrivegear,whichturnsacircularringgear.Theringgearisattachedtoadifferentialhousing,containingasetofsmallergearsthataresplinedtotheinnerendofeachaxleshaft.Asthehousingisrotated,theinternaldifferentialgearsturntheaxleshafts,whicharealsoattachedtothedrivewheels.Thedifferentialisanarrangementofgearswithtwofunctions:topermittherearwheelstoturnatdifferentspeedswhencorneringandtodividethepowerflowbetweenbothrearwheels.(1)Theaccompanyingillustrationhasbeenprovidedtohelpunderstandhowthisoccurs.Thedrivepinion,whichisturnedbythedriveshaft,turnstheringgear.(2)Theringgear,whichisattachedtothedifferentialcase,turnsthecase.(3)Thepinionshaft,locatedinaboreinthedifferentialcase,isatrightanglestotheaxleshaftsandturnswiththecase.(4)Thedifferentialpinion(drive)gearsaremountedonthepinionshaftandrotatewiththeshaft.(5)Differentialsidegears(drivengears)aremeshedwiththepiniongearsandturnwiththedifferentialhousingandringgearasaunit.(6)Thesidegearsaresplinedtotheinnerendsoftheaxleshaftsandrotatetheshaftsasthehousingturns.(7)Whenbothwheelshaveequaltraction,thepiniongearsdonotrotateonthepinionshaft,sincetheinputforceofthepiniongearsisdividedequallybetweenthetwosidegears.(8)Whenitisnecessarytoturnacorner,thedifferentialgearingbecomeseffectiveandallowstheaxleshaftstorotateatdifferentspeeds.Astheinnerwheelslowsdown,thesidegearsplinedtotheinnerwheelaxleshaftalsoslows.Thepiniongearsactasbalancingleversbymaintainingequaltoothloadstobothgears,whileallowingunequalspeedsofrotationattheaxleshafts.Ifthevehiclespeedremainsconstant,andtheinnerwheelslowsdownto90percentofvehiclespeed,theouterwheelwillspeedupto110percent.However,becausethissystemisknownasanopendifferential,ifonewheelshouldbecomestuck(asinmudorsnow),alloftheenginepowercanbetransferredtoonlyonewheel.Engineerssearcheddiligentlyforwaystoalloweachdrivingwheeltooperateatitsownspeed.Manyideasweretriedwithmixedresultsbeforethebasicdesignforthepresent-day,standarddifferentialwasfinallydeveloped.Thesuccessfulideathatisstillusedinprincipletodaywastodividetheenginepowerbydividingtheaxleintwo-attachingeachdrivingwheelseparatelytoitsownhalf-axleandplacinginbetween,aningenious,free-rotatingpinionandgeararrangement.Thearrangementwascalledthedifferentialbecauseitdifferentiatesbetweentheactualspeedneedsofeachwheelandsplitsthepowerfromtheengineintoequaldrivingforcetoeachwheel.On/offroadvehiclesandothertrucksrequiredtohaulheavyloadsaresometimesequippedwithdoublereductionaxles.Adoublereductionaxleusestwogearsetsforgreateroverallgearreductionandpeaktorquedevelopment.Thisdesignisfavoredforsevere-ser-viceapplications,suchasdumptrucks,cementmixers,andotherheavyhaulers.Thedoublereductionaxleusesaheavy-dutyspiralbevelorhypoidpinionandringgearcombinationforthefirstreduction.Thesecondreductionisaccomplishedwithawide-facedhelicalspurpin-ionandgearset.Thedrivepinionandringgearfunctionjustasinasinglereductionaxle.However,thedifferentialcaseisnotboltedtotheringgear.Instead,thespurpinioniskeyedtoanddrivenbytheringgear.Thespurpinionisinturnconstantlymeshedwiththehelicalspurgeartowhichthedifferentialcaseisbolted.Manyheavydutytrucksareequippedwithtworeardriveaxles.Thesetandemaxletrucksrequireaspecialgeararrangementtodeliverpowertoboththeforwardandrearwardreardrivingaxles.Thisgearingmustalsobecapableofallowingforspeeddifferencesbetweentheaxles.Twoaxlehubarrangementsareavailabletoprovidesupportbetweentheaxlehubandthetruck'swheels:thesemi-floatingtypeaxleandthefullyfloatingtypeaxle.Ofthetwo,thesemi-floatingisthesimplest,cheapestdesigntoincorporate,butthefullyfloatingaxleismorepopularinheavy-dutytrucks.Inthesemi-floatingtypeaxle,drivepowerfromthedifferentialistakenbyeachaxlehalf-shaftandtransferreddirectlytothewheels.Asinglebearingassembly,locatedattheouterendoftheaxle,isusedtosupporttheaxlehalf-shaft.Thepartoftheaxleex-tendingbeyondthebearingassemblyiseithersplinedortaperedtoawheelhubandbrakedrumassembly.Themaindisadvantageofthistypeofaxleisthattheouterendofeachaxleshaftmustcarryandsupporttheweightofthetruckthatisplacedonthewheels.Ifanaxlehalf-shaftshouldbreak,thetruck'swheelwillfalloff.Driveaxleoperationiscontrolledbythedifferentialcarrierassembly.Adifferentialcarrierassemblyconsistsofanumberofmajorcomponents.Theseinclude:1.Inputshaftandpiniongear2.Ringgear3.Differentialwithtwodifferentialcasehalves,adifferentialspider,fourpiniongears,andtwosidegearswithwashers.Thisdifferentialassemblyfitsbetweentheaxleshafts,withtheshaftsbeingsplinedtothedifferentialsidegears.Thepartsofthedifferentialcarrierareheldinpositionbyanumberofbearingsandthrustwashers.Theleadingendoftheinputshaftisconnectedtothedriveshaftbyayokeanduniversaljoint.Thepiniongearontheotherendoftheinputshaftisinconstantmeshwiththeringgear.Theringgearisboltedtoaflangeonthedifferentialcase.Insiedthecase,thelegsofthespiderareheldinmatchinggroovesinthecasehalves.Thelegsofthespideralsosupportthefourpiniongears.Inaddition,thecasehousesthesidegears,whichareinmeshwiththepinionsandaresplinedtotheaxleshafts.Whenthedriveshafttorqueisappliedtotheinputshaftanddrivepinion,theinputshaftandpinionrotateinadirectionthatisperpendiculartothetruck'sdriveaxles.Thedrivepinionisbeveledat45degreesandengagestheringgear,whichisalsobeveledat45degrees,causingtheringgeartorevolveat90degreestothedriveshaft.Thismeansthetorqueflowchangesdirectionandbecomesparalleltotheaxlesandwheels.Thedriveshaftmustalsobeabletochangeinlengthwhiletransmittingtorque.Astherearaxlereactstoroadsurfacechanges,torquereactionsandbrakingforces,ittendstorotatefor-wardorbackward,requiringacorrespondingchangeinthelengthofthedriveshaft.Inordertotransmitenginetorquetotherearaxles,thedriveshaftmustbedurableandstrong.Anengineproducing1000pound--feetoftorque,whenmultipliedbya12totgearrationinthetransmission,willdeliver12000pound-feetbreakawaytorquetothedriveshaft.Theshaftmustbestrongenoughtodeliverthistwistingforcetoaloadedaxlewithoutdeformingorcrackingunderthestrain.Driveshaftsareconstructedofhigh-strengthsteeltubingtoprovidemaximumstrengthwithminimumweight.Thediameteroftheshaftandwallthicknessofthetubingisdeterminedbyseveralfactors~maximumtorqueandvehiclepayload,typeofoperation,roadconditions,andthebraketorquethatmightbeencountered.One-piece,two-piece,andthree-piecedriveshaftsareused,dependingo