低速载货汽车驱动桥的设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

买文档送全套 CAD 图纸 ，咨询 QQ414951605 买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 目录 1 前言 . 0 1.1 本课题的来源、基本前提条件和技术要求 . 1 1.2 本课题要解决的主要问题和设计总体思路 . 1 1.3 预期的成果 . 2 2 国内外发展状况及现状的介绍 . 3 3 总体方案论证 . 4 4 具体设计说明 . 7 4.1 主减速器的设计 . 7 4.1.1 主减速器的结构型式 . 7 4.1.2 主减速 器主动锥齿轮的支承型式及安装方法 . 9 4.1.3 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安装方法 . 10 4.1.4 主减速器的基本参数的选择及计算 . 11 4.2 差速器的设计 . 14 4.2.1 差速器的结构型式 . 14 4.2.2 差速器的基本参数的选择及计算 . 15 4.3 半轴的设计 . 16 4.3.1 半轴的结构型式 . 16 4.3.2 半轴的设计与计算 . 17 4.4 驱动桥壳结构选择 . 20 5 结论 . 21 参 考 文 献 . 22 1 前言 1 全套图纸， 扣扣 加 414951605 本课题是进行 民意汽车后驱动桥的设计 。 设计出小型民意汽车后驱动桥，包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件，协调设计车辆的全局。 1.1 本课题的来源、基本前提条件和技术要求 a.本课题的来源：轻型载货汽车在汽车生产中占有大的比重。驱动桥在整车中十分重要，设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的驱动桥，能大大降低整车生产的总成本，推动汽车经济的发展。 b.要完成本课题的基本前提条件是：在主要参数确定的情况下，设计选用驱动桥的各个部件，选出最佳的方案。 c.技术要求：设计出的驱动桥符合国家各项轻型货车的标准 1，运行稳定可靠，成本降低，适合本国路面的行驶状况和国情。 1.2 本课题要解决的主要问题和设计总体思路 a. 本课题解决的主要问题：设 计出适合本课题的驱动桥。汽车传动系的总任务是传递发动机的动力，使之适应于汽车行驶的需要。在一般汽车的机械式传动中，有了变速器还不能完全解决发动机特性与汽车行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。首先是因为绝大多数的发动机在汽车上的纵向安置的，为使其转矩能传给左、右驱动车轮，必须由驱动桥的主减速器来改变转矩的传递方向，同时还得由驱动桥的差速器来解决左、右驱动车轮间的转矩分配问题和差速要求。其次，需将经过变速器、传动轴传来的动力，通过驱动桥的主减速器，进行进一步 2 增大转矩、降低转速的变化。因此，要想使汽车驱动桥的设计 合理，首先必须选好传动系的总传动比，并恰当地将它分配给变速器和驱动桥。 b. 本课题的设计总体思路：非断开式驱动桥的桥壳，相当于受力复杂的空心梁，它要求有足够的强度和刚度，同时还要尽量的减轻其重量。所选择的减速器比应能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和燃料经济性。对载货汽车，由于它们有时会遇到坎坷不平的坏路面，要求它们的驱动桥有足够的离地间隙，以满足汽车在通过性方面的要求。驱动桥的噪声主要来自齿轮及其他传动机件。提高它们的加工精度、装配精度，增强齿轮的支承刚度，是降低驱动桥工作噪声的有效措施 。驱动桥各零部件在保证其强度、刚度、可靠性及寿命的前提下应力求减小簧下质量，以减小不平路面对驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车行驶的平顺性。 1.3 预期的成果 设计出小型民意汽车的驱动桥，包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件，配合其他同组同学，协调设计车辆的全局。使设计出的产品使用方便，材料使用最少，经济性能最高。 a. 提高汽车的技术水平，使其使用性能更好，更安全，更可靠，更经济，更舒适，更机动，更方便，动力性更好，污染更少。 b. 改善汽车的经济效果，调整汽车在产品系列中的档次，以便改善其 市场竞争地位并获得更大的经济效益 3 2 国内外发展状况及现状的介绍 为适应不断完善社会主义市场经济体制的要求以及加入世贸组织后国内外汽车产业发展的新形势，推进汽车产业结构调整和升级，全面提高汽车产业国际竞争力，满足消费者对汽车产品日益增长的需求，促进汽车产业健康发展，特制定汽车产业发展政策。通过该政策的实施，使我国汽车产业在 2010 年前发展成为国民经济的支柱产业，为实现全面建设小康社会的目标做出更大的贡献。政府职能部门依据行政法规和技术规范的强 制性要求，对汽车、农用运输车 (民意车及三轮汽车，下同 )、摩托车和零部件生产企业及其产品实施管理，规范各类经济主体在汽车产业领域的市场行为。民意汽车，在汽车发展趋势中，有着很好的发展前途。生产出质量好，操作简便，价格便宜的民意汽车将适合大多数消费者的要求。在国家积极投入和支持发展汽车产业的同时，能研制出适合中国国情，包括道路条件和经济条件的车辆，将大大推动汽车产业的发展和社会经济的提高。 在新政策 汽车产业发展政策 中， 在 2010 年前，我国就要成为世界主要汽车制造国，汽车产品满足国内市场大部分需求并批量进入国 际市场； 2010 年，汽车生产企业要形成若干驰名的汽车、摩托车和零部件产品品牌；通过市场竞争形成几家具有国际竞争力的大型汽车企业集团，力争到 2010 年跨入世界 500 强企业之列，等等。同时，在这个新的汽车产业政策描绘的蓝图中，还包含许多涉及产业素质提高和市场环境改善的综合目标，着实令人鼓舞。然而，不可否认的是，国内汽车产业的现状离产业政策的目标还有相当的距离。自 1994 年汽车工业产业政策颁布并执行以来，国内汽车产业结构有了显著变化，企业规模效益有了明显改善，产业集中度有了一定程度提高。但是，长期以来困扰中国 汽车产业发展的散、乱和低水平重复建设问题，还没有从根本上得到解决。多数企业 4 家预计，在新的汽车产业政策的鼓励下，将会有越来越多的汽车生产企业按照市场规律组成企业联盟，实现优势互补和资源共享。 3 总体方案论证 驱动桥的结构型式按齐总体布置来说共有三种，即普通的非断开式驱动桥，带有摆动半轴的非断开式驱动桥和断开式驱动桥。 图 3-1 驱动桥的总体布置型式简图 (a)普通非断开式驱动桥； (b)带有摆动半轴的非断开式驱动桥； (c)断开式驱动桥 方案（一）：非断开式驱动桥 5 图 3-2 非断开式驱动桥 普通非断开式驱动桥 2，如图 3-2，由于其结构简单、造价低廉、工作可靠，最广泛地用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。它的具体结构是桥壳是一根支承在左、右驱动车轮上的刚性空心梁，而齿轮及半轴等所有的传动机件都装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属簧下质量，使汽车的簧下质量较大，这是它的一个缺点。采用单级主减速器代替双级主减速器可大大减小驱动桥质量。采用钢板冲压 -焊接的整体式桥壳及钢管扩制的整体式桥壳，均可显著地减轻驱动桥的质量 。 驱动桥的轮廓尺寸主要决定于主减速器的型式。在汽车的轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在给定主减速器速比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，则可改用双级结构。后者仅推荐用于主减速比大于 7.6 且载货在 6t 以上的大型汽车上。在双级主减速器中，通常是把两级减速齿轮放在一个主减速器壳内，也可以将第二级减速齿轮移向驱动车轮并靠近轮毂，作为轮边减速器。在后一种情况下又有五种布置方案可供选择。 方案（二）：断开式驱动桥 6 图 3-3 断开式驱动桥 断开 式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁 2。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬架相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横梁或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此独立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管，作相应摆动 。所以断开式驱动桥也称为“带有摆动半轴的驱动桥” 。 汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，因汽车簧下部分质量的大小，对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动的簧下质量较小，又与独立悬架相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜；提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度；减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。但是，由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要 见于对行驶平顺性要求较高的一部分及一些越野汽车上，且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。 方案（三）：多桥驱动的布置 为了提高装载量和通过性，有些重型汽车及全部中型以上的越野汽车都是采用多桥驱动，常采用 4 4、 6 6、 8 8 等驱动型式 2。在多桥驱动的情况下， 7 动力经分动器传给各驱动桥的方式有两种。相应这两种动力传递方式，多桥驱动汽车各驱动桥的布置型式分为非贯通式与贯通式。前者为了把动力经分动器传给各驱动桥，需分别由分动器经各驱动桥自己专用的传动轴传递动力，这样不仅使传 动轴的数量增多，且造 成各驱动桥的零件特别是桥壳、半轴等主要零件不能通用。而对 8 8 汽车来说，这种非贯通式驱动桥就更不适宜，也难与布置了。 为了解决上述问题，现代多桥驱动汽车都是采用贯通式驱动桥的布置型式。 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（第一、第四桥）的动力，是经分动器并贯通中间桥（分别穿过第二、第三桥）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。这对于汽车的设计（如汽车的变形）、制造和维修，都带来方便。四桥驱动的越野汽车也可采用侧边式及混合式的布置。 经上述分析，考虑到所设计的轻型载货汽车的载重和各种要求，其价格要求要尽量低，故其生产成本应尽可能降低。另由于轻型载重汽车对驱动桥并无特殊要求，和路面要求并不高，故本设计采用普通非断开式驱动桥。 4 具体设计说明 4.1 主减速器的设计 4.1.1 主减速器的结构型式 主减速器的结构型式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮 的安置方法以及减速型式的不同而异。 在现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是“格里森”（ Gleason）制或“奥利康”（ Oerlikon）制的螺旋锥齿轮和双面锥齿轮。 8 图 4-1 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动 (a)螺旋锥齿轮传动； (b)双曲面齿轮传动 采用双曲面齿轮。他的主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角（即将一轴线平移，使之与另一轴线相交的交角）也都是采用 90。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称为上偏置或下偏置。这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。当偏移距大到一定程度 ，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凑的支承。这对于增强支承刚度、保证齿轮正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。和螺旋锥齿轮由于齿轮的轴线相交而使得主、从动齿轮的螺旋角相等的情况不同，双曲面齿轮的偏移距使得主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。因此，双曲面传动齿轮副的法向模数或法向周节虽相等，但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节是大于从动齿轮的。这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度。其增大的 程度与偏移距的大小有关。另外，由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径为大，从而使齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高至 175%。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有力于大传动比传动。当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这对于主减速比 5.40 i的传动有其优越性。对中等传动比，两种齿轮都能很好适应。由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮冲动工作更加平稳、无噪声，强度也高。双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。 9 2122232425262728293031323335不涂漆34图 4-5 采用组合式桥壳的单级主减速器 减速型式的选择与汽车的类型及使用条件有关，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 0i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。 本设计采用组合式桥壳的单级主减速器（图）。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。其主、从动锥齿轮轴承都直接支承在与桥壳铸成一体的主减速器壳上，结构简单、支承刚度大、质量小、造价低。 4.1.2 主减速器主动锥齿轮的支承型式及安装方法 10 图 4-2 主动锥齿轮齿面受力图 在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法， 对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确捏合并具有较高使用寿命的因素之一。 图 4-3 骑马式支承 1-调整垫圈； 2-调整垫片 本设计采用骑马式支承（图 4-3）。齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承。骑马式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式 1/30以下。而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至 1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高 10%左右。此外，由于齿轮大端一侧前轴承及后轴承之间的距离很小，可以缩短主动锥齿轮轴的长度，使布置更紧凑，这有利于减小传动轴夹角及整车 布置。骑 马式支承的导向轴承（即齿轮小端一侧的轴承）都采用圆柱滚子式的，并且其内外圈可以分离，以利于拆装。为了进一步增强刚度，应尽可能地减小齿轮大端一侧两轴承间的距离，增大支承轴径，适当提高轴承的配合的配合紧度。 4.1.3 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安装方法 11 图 4-4 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置办法 主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在轴承之间的分布而定。两端支承多采用圆锥锥子轴承，安装时使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相背朝外。 为了防止从动齿轮在轴向载荷作 用下的偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。由于从动锥齿轮轴承是装在差速器壳上，尺寸较大，足以保证刚度。球面圆锥滚子轴承（图 4-4（ b）具有自动调位的性能，对轴的歪斜的敏感性较小，这在主减速器从动齿轮轴承的尺寸大时极其重要。 4.1.4 主减速器的基本参数的选择及计算 主减速比0i,驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据。 A. 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、质量大小以及当变速器处于最高档 位时汽车的动力性和燃料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 Ti 一起由整车动力计算来确定。可利用在不同oi下的功率平衡图来研究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作最价匹配的方法来选择0i值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。 为了得到足够的功率储 备而使最高车速稍有下降，0i按下式计算 3： ghapr inrim a x0 )4 72.03 77.0( 14 式中： r 车轮滚动半径， m； ghi 变速器最高档传动比； maxa 汽车最高车速； pn 发动 机最大转速 ghapr inrim a x0 )4 72.03 77.0( 67.695.461.23400044.0443.0 根据所选定的主减速比oi值，确定主减速器的减速型式为单级。查表得汽车驱动桥的离地间隙为 200mm. B主减速齿轮计算载荷的计算 12 通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩（jeT、jT）的较下者，作为载货汽车和 越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。既 3： nKiTT TTLeje /0m a x 24 LBLBrj i rGT 2 34 式中：maxeT 发动机最大转矩， mN ； TLi 由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比； T 上述传动部分的效率，取 9.0T ； 0K 超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各类汽车取 10 K； n 该车的驱动桥数目； 2G 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负载， N；对后桥来说还要考虑到汽车加速时的负荷增大量； 轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取85.0 ； r 车轮的滚动半径， m； LB ， LBi 分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的 传动效率和减速比（例如轮边减速器等）。 由式（ 4-2）、式（ 4-3）求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩不能用它作为疲劳损坏的依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力来确定的，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩jmT（ Nm）为 4 )()( PHRLBLBrTajm fffni rGGT 44 式中：aG 汽车装载总重 ， N； TG 所牵引的挂车满载总重， N，但仅用于牵引车； Rf 道路滚动阻力系数； Hf 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数； Pf 汽车或汽车列车的性能系数。 m a x)(1 95.0161 001eTAP T GGf 54 13 当 16195.0m a xeTaT GG时 取 0Pf 006.0015.019.067.604000)()( PHRLBLB rTajm fffnirGGT=22 mN C主减速齿轮基本参数的选择 a.齿数的选择 对于单级主减速器，当0i较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数 1z 取得小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。当 0i6 时， 1z 的最小值可取为 5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度， 1z 最好大于 5。取 61 z ， 342 z 5。 b.节圆半径的选择 可根据从动锥齿轮的计算转矩（见式 4-4、式 4-5 并取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出： 32 2 jd TKd 64 式中 dd 从动锥齿轮的节圆半径， mm； 2dK 直径系数，取 16132 dK； jT 计算转矩， mN 。 mmTKd jd 422215 332 2 c.齿轮端面模数的选择 2d 选定后可按式 22 / zdm 算出从动齿轮大端端面模数，并用下式校核： 3 jm TKm 74 式中 mK 模数系数。 2.134/42/ 22 zdm 2.1224.0 33 jm TKm d.齿面宽的选择 汽车主减速器双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽 mmF 为： 2155.0 dF 84 mmdF 51.642155.0155.0 2 14 4.2 差速器的设计 4.2.1 差速器的结构型式 差速器选用对称式圆锥行星齿轮差速器。其结构原理如图（ 4-6）所示 6。普通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， 4 个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮等组成。其工作原理如图所示。0为主减速器从动齿轮或差速器壳的角速度；1、2分别为左右驱动车轮或差速器半轴齿轮的角速度；3为行星齿轮绕其轴的自转角速度。 图 4-6 普通圆锥齿轮差速器的工作原理简图 当汽车在平坦路面上直线行驶时，差速器各零件之间无相对运动，则有 021 03 这时，差速器壳经十字轴以力 P 带动行星齿轮绕半轴齿轮中心作“公 转”而无自转（ 03 ）。行星齿轮的轮齿以 2/P 的反作用力。对于对称式差速器来说，两半轴齿轮的节圆半径 r 相同，故传给左、右半轴的转矩均等于 2Pr/ ，故汽车在平坦路面上直线行驶时驱动左、右车轮的转矩相等。 当汽车转弯时，假如左右轮之间无差速器，则按运动学要求，行程长的外侧车轮将产生滑移，而行程短的内侧车轮将产生滑转。由此导致在左、右轮胎切线方向上各产生 一附加阻力，且它们的方向相反，如图所示。当装有差速器时，附加阻力所形成的力矩使差速器起差速作用，以免内外侧驱动车轮在地面上的滑转和滑移，保证它们以不同的转速 1 和 2 正常转动。当然，若差速器工作时阻抗其中各零件相对运动的摩擦大，则扭动它的力矩就大。在普通的齿轮差速器中这种摩擦力很小，故只要左、右车轮所走路程稍有差异，差速器开始工作。 15 当差速器工作时，行星齿轮不仅有绕半轴齿轮中心的“公转”，而且还有绕行星齿轮以角速度为3的自转。这时外侧车轮及其半轴齿轮的转速将增高，且增高量为133 zz（3z为行星齿轮齿数，1z为该侧半轴齿轮齿数），这样，外侧半轴齿轮的角速度为： 13301 zz 在同一时间内，内侧车轮及其半轴齿轮（齿数为 2z ）的转速将减低，且减低量为233 zz，由于对称式圆锥齿轮差速器的两半轴齿数相等，于是内侧半轴齿轮的转速为： 13302 zz 由以上两式得差速器工作时的转速关系为 021 2 94 即两半轴齿轮的转速和为差速器壳转速的两倍。 由式（ 4-9）知： 当 02 时，01 2 ，或 当 01 时，02 2 当 00 时， 21 最后一种情况 00 ，有时发生在使用中央制动时，这时很容易导致汽车失去控制，使汽车急转和甩尾。 4.2.2 差速器的基本参数的选择及计算 由于差速器亮是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速器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差速器齿轮的基本参数选择 A行星齿轮的基本参数选择 本载货汽车选用 4 个行星齿轮 7。 B行星齿轮球面半径 )(mmRB 的确定 圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径 BR ，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥矩，在一定程度上表征了差速器的强度。 球面半径可根据经验公式来确定： 16 3 jBB TKR 104 式中：BK 行星齿轮球面半径系数； jT 计算转矩， mN 。 mmTKR jBB 72252.2 33 BR确定后，即可根据下式预选其节锥矩： BRA 99.098.00 114 mmRA B 86.6798.099.098.00 C行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 选用行星齿轮齿数为 10，半轴齿轮齿数为 16。 D差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角 1 ， 2 ： 211 arctan zz； 122 arctanzz 124 式中： 1z ， 2z 为行星齿轮和半轴齿轮齿数 10346ar c t anar c t an211 zz 80634ar ct anar ct an122 zz再求出圆锥齿轮的大端模数： 22 011 0 s in2s in2 zAzAm 134 4.010s i n6 86.62s i n2s i n2 220110 zAzAm节圆半径 d 右下式求得： zmd 144 mmmzd 4.24.0611 mmmzd 6.134.03422 4.3 半轴的设计 4.3.1 半轴的结构型式 采用半浮式半轴。半浮式以靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而端部则以具有锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定。半浮式半轴承受 17 的载荷复杂，但它结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价 低廉等优点。 图 4-7 半浮式半轴的结构型式与安装 4.3.2 半轴的设计与计算 半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理的确定其计算载荷。 半轴的计算要考虑以下三种可能的载荷工况： A纵向力 2X （驱动力或制动力）最大时（ 22 ZX ），附着系数 取 0.8，没有侧向力作用； B侧向力 2Y 最大时，其最大值发生于侧滑时，为 12Z ，侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数 1 在计算中取 1.0，没有纵向力作用； C垂向力最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为dkgZ )( 2 ，dk是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力作用。 半浮式半轴的设计计算，应根据上述三种载荷工况进行 18 图 4-8 半浮式半轴及受力简图 a 半浮式半轴在上述第一种 工况下 半轴同时承受垂向力2Z、纵向力2X所引起的弯矩以及由2X引起的转矩rrX2。 对左、右半轴来说，垂向力LZ2，RZ2为 wwRL gGmgZZZ 2 2222 154 式中：2G 满载静止汽车的驱动桥对水平地面的载荷， N； m 汽车加速和减速时的质量转移系数； wg 一侧车轮（包括轮毂、制动器等）本身对水平地面的载荷， N。 NgGmgZZZwwRL 1 3 7 2 09 8 0 023 9 2 0 02.12 2222 纵向力按最大附着力计算，即 2 222 GmXX RL 164 式中： 轮胎与地面的附着系数。 NGmXXRL 1 8 8 1 68.023 9 2 0 02.12 222 左、右半轴所承受的合成弯矩 mNM 为 22222222 BBLL XZbXZbM 174 2222222222 1 8 81 61 3 72 01.0 BBLL XZbXZbM mN2329 转矩为 rRrL rXrXT 22 184 44.01 8 8 1 622 rRrL rXrXT mN 04.8279 b 半浮式半轴在上述第二种载荷工况下 半轴只受弯矩。在侧向力 2Y 的作用下，左、右车轮承受的垂向力 LZ2 、RZ2 和侧向力 LY2 、 RY2 各不相等，而半轴所受的力为 19 wwLL gBhgGgZZ 21222 212 194 wwRR gBhgGgZZ 21222 212 204 12122 212 BhgGYL 214 12122 212 BhgGYR 224 式中： 2B 驱动车轮的轮矩， mm； gh 汽车质心高度， mm； 1 轮胎与路面的侧向附着系数； 980016500.160021239200212 2 1222 wwLL gBhgGgZZ N24108 98001650 0.16002123920021221222 wwRR gBhgGgZZ N4508 1650 0.160021239200212 12122 BhgGY L N33908 1650 0.160021239200212 12122 BhgGY R N5292 左、右半轴所受的弯矩分别为： bZYM LLL 22 234 bZYM RRR 22 244 mNbZYM LLL 2.3 1 4 9 71.02 4 1 0 83 3 9 0 822 20 mNbZYM RRR 8.1 1 0 3 41.04508529222 c半浮式半轴在上述第三种载荷工况下半轴只受垂向弯矩： bgGkMwdV 22 254 式中：dk 动载系数。 mNbgGkMwdV 24501.098002392005.22 24.4 驱动桥壳结构选择 驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一，非断开式驱动桥的桥壳起着支承汽车荷重的作用，并将载荷传给车轮。作用在驱动车轮上的牵引力、制动力、侧向力和垂向力也是经过桥壳传到悬挂及车架或车厢上。因此桥壳既是承载件又是传动件，同时它又是 主减速器、差速器及驱动车轮传动装置（半轴）的外壳。 在汽车行驶过程中，桥壳承受繁重的载荷，设计时必须考虑在动载荷下桥壳有足够的强度和刚度。为了减小汽车的簧下质量以利于降低动载荷、提高汽车的行驶平顺性，在保证强度和刚度的前提下应力求减小桥壳的质量。桥壳还应结构简单、制造方便以利于降低成本。其结构还应保证主减速器的拆装、调整、维修和保养方便。在选择桥壳的结构型式时，还应考虑汽车的类型、使用要求、制造条件、材料供应等。 选用可分式桥壳。它的结构如图所示，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 个铸件壳提和一个压入其外端的半轴套管组成。半轴套管与壳体