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三维图-无CAD图 CA1050汽车驱动桥 CA1050轻型 轻型载货汽车

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CA1050轻型载货汽车驱动桥【三维图-无CAD图】.zip,三维图-无CAD图,CA1050汽车驱动桥,CA1050轻型,轻型载货汽车

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目 录摘 要IIIAbstractIV1 绪 论11.1研究本课题的目的和意义11.2驱动桥的定义以及功用11.3本次设计的主要内容12 主减速器的设计22.1主减速器结构型式的选择22.1.1主减速器的减速型式22.1.2主减速器齿轮的类型的选择32.1.3主减速器主动锥齿轮的支承形式42.1.4主减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法52.2主减速器的基本参数选择与设计计算52.2.1主减速器计算载荷的确定52.2.2主减速器基本参数的选择72.2.3主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算92.2.4主减速器双曲面齿轮的强度计算152.2.5主减速器齿轮的材料182.3主减速器轴承的选择182.3.1计算转矩的确定182.3.2齿宽中点处的圆周力182.3.3双曲面齿轮所受的轴向力和径向力182.3.4主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择192.4本章小结233 差速器设计243.1差速器结构形式的选择243.2对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理253.3对称式圆锥行星齿轮差速器的结构263.4对称式圆锥行星齿轮差速器的设计263.4.1差速器齿轮的基本参数的选择263.4.2差速器齿轮的几何计算273.4.3差速器齿轮的强度计算293.5本章小结294 驱动半轴的设计314.1半轴结构形式的选择314.2全浮式半轴计算载荷的确定324.3全浮式半轴的杆部直径的初选334.4全浮式半轴的强度计算334.5半轴花键的计算334.5.1花键尺寸参数的计算334.5.2花键的校核364.6本章小结365 驱动桥的三维建模375.1主减速器的三维建模375.2差速器的三维建模375.3半轴的三维建模395.4驱动桥的三维建模396 结 论41参考文献42致 谢43IVCA1050轻型载货汽车驱动桥设计摘 要驱动桥处在传动系的末端，能使来自变速器的转矩和转速发生变化，同时可以把转矩和转速输送给驱动轮上相对应的机构。驱动桥一般是由差速器、车轮传动装置、驱动桥壳以及主减速器等主要部分构成。另外，驱动桥要承受纵向力、横向力以及垂直力，同时还需承受力矩和反向作用力矩。驱动桥工作性能的优劣在很大程度会影响到汽车的整体性能，对于载货汽车来说尤其显著。本文按照已知CA1050的相关参数并对比同级别车，采用传统的设计方式首先确定最终设计所需参数，接着选择主减速器、差速器以及驱动半轴所对应的结构形式，最后对相关参数进行设计及强度计算。关键词：载货汽车；驱动桥；主减速器；差速器；驱动半轴The Design of CA1050 Light Truck Drive AxleAbstractDrive axle at the end of the transmission system, the torque and the speed of the transmission can be changed, and can transfer the torque and speed to the corresponding mechanism of the driving wheel. Drive axle is generally by the differential mechanism, wheel transmission device, drive axle housing, main reducer, and other main parts. In addition, the drive axle to withstand the vertical force, lateral force and vertical force, but also need to bear the torque and reverse force. The advantages and disadvantages of the working performance of the drive axle will greatly affect the overall performance of the vehicle, especially for trucks. In this paper, according to the known CA1050 related parameters and the comparison of the same level, adopt the traditional design method, first determine the final design parameters, and then choose the main reducer, differential mechanism and drive axle shaft corresponding to the structure of the form, and finally to the relevant parameters of the design and strength calculation.Key words: truck; drive axle; main reducer; differential; drive axle shaft1 绪 论1.1研究本课题的目的和意义随着现在汽车行驶速度以及发动机转速的逐渐增大，驱动桥的设计以及制造的相关工艺方法逐渐趋于成熟。与汽车上的绝大部分总成一样，驱动桥不仅仅需要广泛采用新科技，而且在零部件的设计上也逐渐朝着标准化、通用化以及系列化的方向上改进。1.2驱动桥的定义以及功用通常情况下，在传动系统的末端置有驱动桥，主要是把传动轴输出的或者从变速器输出的扭矩值增大，同时把扭矩配备给左、右两侧相应的驱动轮，让两侧驱动轮具有行驶过程中所要求的差速功能；除此之外，驱动桥还需承受纵向力、横向力以及垂直力。1.3本次设计的主要内容本文设计的主要目标是：一辆载荷等于5吨的轻型载货汽车的驱动桥。本文设计的主要研究内容有：主减速器结构形式的选用、相关参数的设计，主减速器的选择和计算，以及轴承的选用； CA1050差速器结构形式的选择，相关齿轮对应基本参数的选择及强度的计算；驱动半轴结构形式的选择，驱动半轴主要参数的选择与确定以及强度的校核分析。其中，最为关键的部分就是主减速器的设计部分。452 主减速器设计2.1主减速器结构型式的选择主减速器在选择整体结构形式的时候，通常是按照减速形式、主动齿轮和从动齿轮所对应的安装方式以及减速器齿轮类型的差异来进行选择的。2.1.1主减速器的减速型式主减速器整体结构所对应的形式可以归纳为：（1）双速主减速器其主要用于路况差异较大、承受载荷较大以及实际行驶工况较为复杂的载货汽车。采用双速主减速器需加大驱动桥的质量，在一定程度上还需要增设较复杂的操纵装置，这样便会提高制造的成本，所以本车在此不采用。（2）双级主减速器图所示为双级主减速器。其所对应的整体结构较为复杂、重量较大，实际的制造费用也较高，因此仅适用于主减速比介于之间的驱动桥。同时，此减速器无法满足对于离地间隙大小有要求载货汽车上，所以本车不采用。 图 双级 图 单级（3）单级主减速器图所示为单级主减速器。因为单级主减速器整体结构相对简单、质量较小、制造费用也较低，所以，单级主减速器目前在主减速比小于7.6的小、中型汽车当中使用较为普遍。（4）双级贯通式主减速器、单级贯通式主减速器单、双级贯通式主减速器一般情况下用于多桥驱动汽车上,本文设计的是单桥驱动汽车,所以不采用。（5）主减速器附轮边减速器 其主要应用于相关军事或大型工程所用的汽车以及载客量较大的城市公共汽车上，故本车不采用。综合上述，本论文设计汽车所对应的主减速器型式应选择为单级主减速器。2.1.2主减速器齿轮类型的选择目前主减速器的齿轮型式主要可以分为双曲面齿轮、螺旋锥齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆齿轮这四种。 螺旋锥齿轮 双曲面齿轮 圆柱齿轮齿轮 蜗轮蜗杆齿轮 图 主减速器齿轮主要的形式（1） 螺旋锥齿轮其所对应的主动齿轮轴线和从动齿轮轴线相交，交角大小一般情况下没有限制，但是目前大多数主减速器上所对应的交角值都选择为。螺旋锥齿轮所能承受的载荷相对较大、实际工作平稳可靠以及在高速行驶时所产生的噪声污染也比较小。 （2）双曲面齿轮双曲面齿轮的主动齿轮轴线和从动齿轮轴线在三维空间中相互交叉，对应的角度大小等于。相对于从动齿轮轴的位置来说，主动齿轮轴如果向上或者向下有所偏移，则称之为上偏置或下偏置。如果此偏移距值相对较大，就能在很大程度上确保齿轮之间可以实现精确的啮合、提高支承所对应的强度进而延长齿轮的实际工作寿命。在接触应力相等的情况下，因为有偏移距的存在，所以双曲面齿轮与螺旋锥齿轮相比，负荷会增加倍。当轮廓尺寸大小有限制并且所需传动比又要尽可能大的时，或者在当主减速器的传动比大于或者等于时，都应该选择双曲面齿轮；而当传动比小于时应该选择螺旋锥齿轮。相比于螺旋锥齿轮而言，双曲面齿轮工作更可靠平稳，强度更大，工作噪音更小。（3）圆柱齿轮传动其所选择的齿轮型式通常情况下都是斜齿轮，目前在发动机横向布置并且前置前驱动的汽车驱动桥上得到了较为普遍的使用，但在此并不采用。（4） 蜗杆传动相比于锥齿轮传动而言蜗杆传动的优势有：整体结构质量较小以及对应轮廓尺寸较为紧凑的条件下，可获得大于的传动比；在任何转速大小条件下使用，都能确保可靠稳定的工况并且不产生噪声污染；有利于整体结构的布置以及贯通式驱动桥所对应的布置；使用寿命长，可以传递的负载相对较大。由于本车主减速器的传动比大于，采用双曲面齿轮可以更好的增大离地间隙，所以不采用螺旋锥齿轮。综合上述，对比分析本文所设计的载货汽车相应的主减速器，应选用的齿轮型式为双曲面齿轮。2.1.3主减速器主动锥齿轮的支承形式在轴承型式及壳体结构已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对主减速器的刚度会有较大的影响，在一定程度上决定了齿轮之间能否实现精确的啮合并具备相对较长的实际工作寿命，主动锥齿轮所对应的支承形式可以归纳为：（1）悬臂式图齿轮将轮齿大端的轴颈悬臂式支承在一对轴承上面。支承长度b的取值应该要比悬臂长度a大2.5倍，同时应该要大于齿轮所对应节圆直径的70%，接近齿轮处的轴径大小不能比尺寸a小。支承刚度的大小与轴径的取值、轴承的种类、支承之间的长度以及悬臂的长度、轴和轴承之间的配合等因素相关。其特点是支承所对应的刚度较差，结构相对较为简单，一般情况下用于传输转矩较小的汽车。 图 悬臂式支承（2）跨置式图齿轮前端轴颈、后端轴颈处所对应的支承方式都是借助轴承来实现的，所以被称为是两端支承式。装载质量相对比较大的汽车所对应的主动齿轮一般都为跨置式支承，此支承方式在一定程度上增加了主减速器的制造费用，对应的整体结构也较为复杂。负荷重量相对较小的商用车和乘用车，一般情况下都选择整体结构相对较为简单、整体重量相对较轻以及实际制造成本相对较少的悬臂式结构。 图 跨置式支承CA1050作为轻型载货汽车,采用结构比较简单的悬臂式支承，可以使其成本降低。2.1.4主减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法主减速器从动双曲面齿轮所对应的支承刚度大小取决于支承之间的长度、所选轴承的形式以及分布在齿轮上的负荷大小。为了提高支承所对应的强度，支承间所对应的长度应该尽量减小。两端支承一般都选择为圆锥滚子轴承，在实际装配时，应该确保向内的那一端是大端，向外的那一端是小端。 图 从动轮双曲面齿轮支承综合上述，因为本车为轻型载货汽车，主减速器从动齿轮不能采用向心球轴承，所以应该采用圆锥滚子轴承，并且用螺栓与差速器壳的凸缘联结。2.2主减速器的基本参数选择与设计计算2.2.1主减速器计算载荷的确定（1）按照发动机所能输出转矩的最大值以及处于最低挡时所对应的传动比来计算从动锥齿轮的转矩： （2.1）式中 : 变速器处于一挡时所对应的传动比大小，依据所选车型取；主减速器所对应的传动比大小，依据所选车型取； 发动机所能输出扭矩的极大值，依据所选车型取；本设计中的超载系数大小，取，当性能系数时可以取；当满负载的时候所对应的重量，依据所选车型取； （2.2）由式（2.2）得： ，即所以。该汽车的驱动桥数目，取；本设计传动系所对应的传动效率大小取为。根据以上参数可以由式(2.1）得：（2）按照驱动轮的打滑扭矩来计算从动锥齿轮所对应的扭矩： （2.3）式中：在满负载的时候，其中一侧对应的驱动桥所施加于路面载荷的极大值，依据所选车型取；本设计中轮胎与行驶道路之间存在的附着系数大小，取；车轮所对应的滚动半径大小，本设计所选轮胎对应的半径大小等于；，本设计中大小取为，而大小取为；所以由式（2.3）得: （3）按照汽车日常行驶转矩的平均值来计算相应从动锥齿轮所对应的转矩： （2.4）式中：汽车满载时总重量，在此取；牵引车所对应的满负荷重量大小；在本设计中路面滚动阻力系数大小，取为；在本设计相应的实际行驶条件下，所对应的爬坡能力系数大小，取为；汽车的性能系数，在此取；，本设计中的大小取为1.0，而大小取为；该汽车的驱动桥数目，在此取；本设计中车轮所对应的滚动半径大小，取；所以由式（2.4）得： 2.2.2主减速器基本参数的选择（ 1）主、从动锥齿轮齿数和对主动锥齿轮和从动锥齿轮所对应的齿数进行选择时，需要考虑以下几点：为确保能够有均匀的磨合量，、这两个数据不应该有公约数存在；对于不同的主传动比来说，和应有较适合的搭配；为确保获得理想的齿面重合度以及相对较大的弯曲强度，主动齿轮的齿数与从动齿轮的齿数加起来应该大于或者等于；为确保减少噪声污染，拥有相对较高的抗疲劳强度以及获得较为稳定可靠的啮合，通常情况下取大于或者等于；主传动比取相对较大的值时，应尽可能取小，便于获得合适的离地间隙值。（2）从动锥齿轮大端端面模数和分度圆直径可以根据公式选择： （2.5）直径系数，正常取；转矩大小取，即从动锥齿轮所对应的转矩；由式（2.5）得： ；初选，则齿轮端面模数（3）主、从动齿轮齿面宽的选择齿轮对应的齿面宽过大，不但不能提高齿轮的强度大小以及使用寿命，反而可能造成应力值变大、缩短使用寿命，还会减小实际的安装空间。而齿面宽过小又会降低轮齿所对应的强度大小以及减小轮齿之间的耐磨性。一般取大齿轮齿面宽，小齿轮齿面宽。（4）小齿轮偏移方向及偏移距的选择初选 图 双曲面齿轮的偏移方式双曲面齿轮所对应的偏移方式可以归纳为下偏移和上偏移这两种，上偏移时，主动齿轮在从动齿轮中心线的上方，反之就为下偏移。上偏移时从动齿轮为左旋，主动齿轮为右旋；下偏移时从动齿轮的螺旋方向为右旋，主动齿轮为左旋。本减速器采用下偏移。（5）螺旋角的选择 选择螺旋角时应将齿面重合度大小、轴向力值以及齿轮强度的影响均考虑在内，的值随着的增大而增大，应大于或等于，在时效果最好，倘若取值过大轴向力也会增大。 （2.6）主动轮中点处的螺旋角，单位为；主、从动轮齿数，分别取、；双曲面齿轮偏移距, ；从动轮节圆直径，；由式（2.6）得:从动齿轮的中点处所对应的螺旋角大小有: 偏移角所对应的估值；从动齿轮对应的面宽大小，取。 、分别对应主、从动齿轮中点位置的螺旋角大小。 平均螺旋角。（6）螺旋方向的选择。 图 轴向推力和螺旋方向其中主动锥齿轮与从动锥齿轮螺旋方向是互为相反的。2.2.3主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算（1）大齿轮齿顶角与齿根角图 （a）标准收缩齿 （b）双重收缩齿用标准收缩齿公式来计算及 （2.6） （2.7） （2.8） （2.9） （2.10） （2.11） （2.12） （2.13） （2.14）由（2.6）与（2.14）联立可得: （2.15） （2.16） （2.17） （2.18） （2.19）式中：、小、大齿轮的齿数； 本设计中的大齿轮所对应分度圆直径的极大值，取； 大齿轮对应于齿面宽中间位置时分度圆半径的大小； 节锥平面内所对应的锥距值大小； 大齿轮所对应的齿面宽中间位置处的齿高； 本设计中的大齿轮所对应的齿顶高系数，取； 大齿轮所对应的齿宽中点位置处的齿顶高度； 大齿轮所对应的齿宽中点位置处的齿跟高度； 大齿轮所对应的齿宽中点位置处的螺旋角； 大齿轮的节锥角； 齿深系数取； 从动齿轮齿面宽。所以： 标准收缩齿所对应的齿根角与齿顶角的和： （2.20） （2.21） （2.22） （2.23）由式（2.19）与（2.23）联立可得: （2.24）本设计中所对应的刀盘半径大小，取 轮齿收缩系数 （2.25） （2.26） （2.27） （2.28） 由式（2.25）与（2.25）联立可得: （2.29） （2.30）本设计中的大齿轮所对应的齿顶高系数大小为倾根锥母线收缩齿所对应的齿顶与齿根角和： （2）大齿轮齿顶高 （2.31） （2.32）大齿轮节锥距.由式（2.31），（2.32）得：（3）大齿轮齿跟高 （2.33）大齿轮所对应的齿宽中间位置处的齿根高度大小由式（2.33）得：（4）径向间隙（5）大齿轮全齿高（6）大齿轮工作齿高（7）大齿轮的面锥角（8）大齿轮根锥角（9）大齿轮外圆直径（10）小齿轮面锥角 （11）小齿轮的根锥角 （12）小齿轮对应的齿根高以及齿顶高齿顶高：齿根高：表2.2 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸参数表5序 号项 目符号数值1主动齿轮齿数2从动齿轮齿数3端面模数4主动齿轮齿面宽5从动齿轮齿面宽6主动齿轮节圆直径7从动齿轮节圆直径8主动齿轮节锥角9从动齿轮节锥角10节锥距11偏移距12主动齿轮中点螺旋角13从动齿轮中点螺旋角14平均螺旋角15刀盘名义半径16从动齿轮齿顶角17从动齿轮齿根角18主动齿轮齿顶高19从动齿轮齿顶高20主动齿轮齿根高21从动齿轮齿根高22螺旋角23径向间隙24从动齿轮的齿工作高25主动齿轮的面锥角26从动齿轮的面锥角27主动齿轮的根锥角28从动齿轮的根锥角29最小齿侧间隙允许值2.2.4主减速器双曲面齿轮的强度计算1、齿轮的损坏形式及其寿命 齿轮最常见的四种损坏方式可以归纳为：齿面的剥离和点蚀、齿面的摩擦损耗、齿面的胶合以及轮齿的折断。各损坏形式有以下主要特点以及影响因素：（1）轮齿折断轮齿折断可能是由于疲劳而产生的或者是由于载荷过大而产生的。疲劳折断：齿轮的根部在持续承受较大负荷的情况下会承受一定的弯曲应力作用。假设最高应力点的应力超过了材料的耐久极限，那么将在齿根位置出现裂纹现象，伴随持续不断的载荷作用，对应的裂纹将会逐渐加大加深，以致于最终发生折断。过载折断：因为齿轮制造材料的选择和后续相应的热处理过程不满足相关的标准，使载荷超出了弯曲强度所符合的范围，最终导致突发性的轮齿折断。（2）齿面胶合由于较高的温度或者较高的压力使得金属之间相互粘结为一个整体，然后被撕扯所出现的齿面擦伤以及破损的现象，我们通常称之为齿轮的齿面胶合。（3）齿面磨损由于与齿轮所对应的齿面接触产生互相滑动、摩擦而引发的磨损现象，通常情况下都是由于相互摩擦、滑动的循环次数大于制造材料所允许的许用耐久次数所引起的。（4）齿面的点蚀及剥落造成齿面的剥落及点蚀最主要的原因是齿轮的齿面产生疲劳，这种磨损占到所有破坏原因的70%左右。这种破坏的主要是由齿面之间工作接触时对应的强度较低引起的。 2、主减速器双曲面齿轮的强度计算（1） 单位齿长上的圆周力 (2.34)式中：齿轮上所作用的圆周力大小，根据发动机所能输出的最大转矩以及附着力矩的最大值这两种主要的载荷工况进行计算； 从动齿轮的齿面宽，在此取。按照发动机输出的最大转矩进行计算： （2.35）式中：发动机输出的最大转矩，取； 变速器的传动比，取； 主动齿轮节圆直径，取；由式（2.35）得：经过验算以上数据都在允许范围内。（2）轮齿弯曲强度的计算 主减速器上相应锥齿轮齿根处的弯曲应力： （2.36） 式中：该齿轮计算转矩，；超载系数，取；尺寸系数，取决于齿轮的热处理以及相关的尺寸值。当时，在此 载荷分配系数，如果相应支承形式为骑马形式时，取值在之间，如果对应的支承选择为其他形式时取值介于之间； 质量系数，本设计中取为； 齿轮的齿面宽； 齿轮的齿数； 端面模；弯曲应力的几何系数，参照取。图 计算用弯曲综合系数按计算疲劳弯曲应力按 计算疲劳弯曲应力所以此齿轮符合弯曲强度的设计标准。 (3) 轮齿的表面接触强度计算锥齿轮齿面接触应力大小是： (2.37)式中：主动齿轮计算转矩； 材料弹性系数，取 、见式(2.36)说明； 尺寸系数，取为； 表面质量系数。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取； 接触应力几何系数，按图选取。图 接触计算用综合系数按计算：按计算：2.2.5主减速器齿轮的材料我们选择制造齿轮的材料和后续相应的热处理过程时应满足以下条件：必须具备良好的耐磨能力，以及具备较大的表面接触强度值和疲劳弯曲强度值，齿面亦要确保具备较高的硬度；为应对可能出现的冲击载荷，轮齿的中心部份必须具备一定的韧性，这样就可以有效防止在出现冲击载荷时产生齿轮根部折断这种不良现象；齿轮制造材料当中的合金元素在实际设计选用时要考虑到我国的具体国情。2.3主减速器轴承的选择2.3.1计算转矩的确定主动锥齿轮上所作用的当量转矩大小为: （2.38)式中：发动机最大转矩，取；，；，对应各档位时发动机的利用率。经计算为主动齿轮所对应的齿宽中间位置的分度圆直径大小有： 2.3.2齿宽中点处的圆周力 (2.39)式中：齿轮上所作用的转矩大小。齿轮所对应齿面宽中间位置的分度圆直径大小。则代入上式有： 2.3.3双曲面齿轮所受的轴向力和径向力图 主动锥齿轮齿面的受力图 （2.40） （2.41） （2.42）所以主动锥齿轮对应齿面上所作用的轴向力大小A以及轴向力大小R有： （2.43） （2.44）由式（2.43）可计算 由式（2.44）可计算 2.3.4主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择图 主减速器轴承的布置尺寸(1)主动齿轮轴承的选择选 轴承的径向载荷为 （2.45） （2.46）已知 ， 所以由式（2.45）和（2.46）得:轴承的径向力 轴承的径向力 轴承的径向载荷为 故当量动载荷大小（轴承A可以承受）为： 当量动载荷径向系数；轴向系数 此时6故根据公式： (2.47)式中: 温度系数，取； 载荷系数，取； 寿命指数，取。所以主减速器主动锥齿轮相应轴承处所对应的转速大小可以表示为： (2.48)式中：轮胎的滚动半径，取；轴承计算转速；汽车的平均行驶速度，；对于公共车和载货车可取，此取。所以由上式可得所以轴承正常工作能承受的最大寿命为： (2.49) 上式可知A轴承的使用寿命为代入式(2.47)得 A轴承选 6。故当量动载荷大小（可以承受）为： 当量动载荷径向系数；轴向系数 根据公式(2.46)得 B轴承选 6（2）从动齿轮轴承的选择初选。从动齿轮轴向力 (2.50)从动齿轮中点螺旋角，其值为；从动齿轮根锥角，其值为。从动齿轮径向力 从动轮齿宽中间位置的分度圆直径：对于,径向力 (2.51)轴向力 当量动载荷 其中6此时, 所以。根据公式(2.47)得： 选取圆锥滚子轴承6。对于轴承,径向力 (2.52)轴向力当量动载荷 6此时, 所以。根据公式(2.47)得 轴承选取圆锥滚子轴承6。2.4本章小结本章主要对主减速器的形式：双速减速形式、单双级贯通形式、单双级减速形式和轮边减速形式做了相对较为详细的介绍，因为本设计的车型选择的是轻型载货汽车，故根据一系列的对比分析选择单级主减速器；接着对齿轮类型的选择进行了一系列的对比分析，最终按照实际工作需要选择双曲面齿轮。在解决上述的所有问题之后，对所选齿轮的具体参数进行设计计算以及对相关的强度进行校核。在校核结果符合要求后又对轴承的型式进行了相应的选择以及校核。 3 差速器设计3.1差速器结构形式的选择差速器的功用是为两侧的输出轴分别配置一定大小的转矩，同时确保两侧的输出轴会以不相等的角速度进行转动。差速器主要有以下几种形式。（1）对称式圆锥行星齿轮差速器图 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器此差速器整体结构简单、实际工作稳定可靠、制造相对较为简便。（2）强制锁止式防滑差速器 图 强制锁止式防滑差速器此差速器从本质上来看是在上述圆锥齿轮差速器的基础上另外安装相应的差速锁装置，在需要的时候将差速器装置锁住。在这个时候左驱动轮以及右驱动轮都能够传输由附着力大小所决定的转矩值大小。 如果汽车在道路情况相对较好的路面上行驶，差速器上所对应的锁止装置需要立马松开，要不然会出现和没有差速器时同样的故障，比如会产生实际的转弯操作将变得艰难、轮胎的磨损速度加快、功率消耗过多等不良现象。 （3）自锁式差速器为了充分利用汽车上的牵引力，保证左右驱动车轮之间的转矩得到不相同的配置从而增加其抗滑能力，并避免强制式差速器的缺点，创造了各种类型的自锁式差速器。由于本设计的载货汽车一般情况下都在条件良好的路面上行驶，故差速器的形式应选择制造成本较低、整体结构较为简单的对称式圆锥行星齿轮。3.2对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图 差速器差速原理上图所示差速器从本质上来看就是一种行星齿轮机构。行星齿轮上的轴和差速器外壳体连接成为了一个整体，构成了我们所常见的行星架。由于外壳体和从动齿轮6也连接为了一个整体，所以这里我们设定其所对应的角速度大小等于；差速器上半轴齿轮与半轴齿轮都是从动件，他们对应的角速度大小分别表示为和。半轴齿轮和行星齿轮之间的啮合点为，半轴齿轮和行星齿轮之间的啮合点为。我们将行星齿轮所对应的中心位置点定为，那么此时上述的、三个点与差速器所对应的旋转轴线之间的距离都等于。 我们不难发现此时位于相同半径上的三个点处所对应的圆周速度大小相同，都等于。则有，此时的差速器不能实现差速的功能，差速器外壳体的角速度大小与半轴对应的角速度大小一致。当行星齿轮不仅需要公转，仍然需要围绕轴以角速度的大小进行自转的时候，此时啮合点A处所对应的圆周速度大小等于，此时啮合点B处所对应的圆周速度大小等于。于是 即 （3.1）若角速度以每分钟转的转数表示，则 （3.2）由式可以得知：当其中一侧的半轴齿轮的转动速度等于零的时，此时另外一侧的半轴齿轮的转动速度等于差速器外壳转动速度的倍；当差速器外壳的转动速度等于零时，如果其中的半轴齿轮由于受到外在扭矩的作用而开始旋转运动，那么另外的半轴齿轮就可以以同等大小的转速沿反方向运转。3.3对称式圆锥行星齿轮差速器的结构对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳、两个半轴齿轮、四个行星齿轮、行星齿轮轴、半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。其结构较简单、工作平稳、制造也比较方便，所以在各类汽车都有广泛的应用。图 普通的对称式圆锥行星齿轮3.4对称式圆锥行星齿轮差速器的设计3.4.1差速器齿轮的基本参数的选择（1）行星齿轮数目的选择载货汽车采用个行星齿轮。（2）行星齿轮球面半径的确定球面半径可按如下的经验公式确定： (3.3) 式中：行星齿轮所对应的球面半径系数，取值介于之间。 计算转矩，取和的较小值，根据，预选其节锥距。（3）行星齿轮与半轴齿轮的选择为了确保齿轮能够具备相对较大的强度，所选择的模数也应该尽可能的大，同时行星齿轮所对应的齿数也应该尽可能的少，但一般不少于。差速器能够实现正常安装的条件有： （3.4）式中：、分别代表左、右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器而言行星齿轮数目；任意整数。在此满足以上要求。（4）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角， ， 则圆锥行星齿轮相应大端处所对应的模数有： 得，（5）压力角本设计中的压力角取汽车差速器齿轮所广泛使用的压力角，为。（6）行星齿轮安装孔的直径及其深度行星齿轮轴名义尺寸大小等于行星齿轮上安装孔的直径，行星齿轮上安装孔深度的大小等于行星齿轮在其轴上的支承长度，故有： 式中：差速器传递的转矩，；在此取 行星齿轮的数目；在此为 行星齿轮上支承面中间位置到锥顶之间的距离等于，其中等于半轴齿轮相应的齿面宽中间位置的直径，； 支承面许用挤压应力，此取。根据上式 3.4.2差速器齿轮的几何计算差速器齿轮参数计算，详见下表。表 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数，尽可能的取其极小值2半轴齿轮齿数，同时需要符合式(3.4)3模数4齿面宽5工作齿高6全齿高7压力角8轴交角9节圆直径； 10节锥角，11节锥距12周节13齿顶高；14齿根高15径向间隙16齿根角17面锥角；18根锥角；19外圆直径20节圆顶点至齿轮外缘距离21理论弧齿厚22齿侧间隙23弦齿厚24弦齿高3.4.3差速器齿轮的强度计算差速器齿轮所对应的尺寸需要受到整体结构的约束，同时承受的载荷也相对较大，它不像主减速器上的齿轮那样一直处于相互啮合的状态，只有当汽车变换方向、两侧车轮行驶不同的路程或一侧车轮打滑时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。故对差速器上相应的齿轮主要应进行弯曲强度的校核。齿轮弯曲强度大小有： (3.6) 式中：差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩,此取； 差速器的行星齿轮数； 半轴齿轮齿数； 、见式下的说明； 本设计中的综合系数查图有。根据式得:所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求13。图 弯曲计算用综合系数3.5本章小结本章主要进行了差速器的设计，最重要的一步是要对差速器的整体结构型式进行对比选用。由于差速器的型式主要可以归纳为自锁式、强制锁止式以及对称式圆锥行星齿轮，而本设计在选用差速器的时候考虑到实际工作的需要以及成本，所以选择最为简单的对称式圆锥行星齿轮差速器。当差速器整体结构型式已经确定以后，对差速器相应的半轴齿轮以及行星齿轮进行设计计算，最终进行校核。4 驱动半轴的设计4.1半轴结构形式的选择在传动系统的末端安装能够驱动车轮转动的相关装置，其功用是将转矩由差速器的半轴齿轮传给驱动车轮。半轴所对应的形式按照支承形式的不同进行区分，按照受力状况的差异或者外端支承形式的不同可以归纳为半浮式半轴、浮式半轴以及全浮式半轴。其具体结构如下：（1）半浮式半轴图 半浮式半轴半浮式半轴凭借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，对应的端部凭借具有锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定。半浮式型式的半轴所承受的负荷相对较为复杂，但是它对应的整体结构相对较为简单、整体重量相对较小、制造费用相对较低。所以经常应用在那些重量相对较轻、工况相对良好、负荷又不大的乘用车上。 （2）浮式半轴图 浮式半轴浮式半轴所对应的结构特点是：半轴外端只有一个轴承并且安装在驱动桥壳半轴套管的端部，直接支撑着车轮的轮毂，同时半轴凭借端部和轮毂相互固定。由于侧向力作用所产生的弯矩使得相应的轴承可能产生倾斜，在一定程度上将会缩短轴承的工作使用寿命。理论上能够用于载重较轻的汽车以及家用轿车上，但是至今为止尚未获得广泛的使用。 （3）全浮式半轴图 全浮式半轴全浮式半轴外端一侧和轮毂部分相互联接，与此同时轮毂又凭借轴承的作用才能支承于外桥壳的半轴套管上。因为车轮上所受到的侧向力、纵向力以及垂向力以及由这三种作用力所产生的弯矩全部通过相应的轮毂和轴承传递到外桥壳上，所以全浮式半轴通常情况下只可以承受转矩而不能承受弯矩。其对应的外端整体结构相对复杂，所选择的汽车轮毂要形状较复杂并且质量和尺寸都要较大，这样一来实际制造费用便会相对较高，所以对于家用轿车和绝大部分汽车而言都不选择此种结构。但因为实际工作平稳可靠，所以在载货汽车上得到了使用较为普遍。对上述半轴所对应的优、缺点进行对比分析后，结合实际所需，本文所设计的半轴形式应选为全浮式。4.2全浮式半轴计算载荷的确定在实际的设计和计算的时候，需要考虑的情形主要包括纵向作用力最大、侧向作用力最大以及垂向作用力最大这几种可能的工况：纵向力最大的时候，对应的最大值等于，对应的附着系数大小取为，此时无侧向力的作用；侧向力最大的时候，对应的最大值等于（发生于汽车产生侧滑时），当产生侧滑的时候汽车轮胎和道路之间所对应的侧向附着系数大小，此时无纵向力的作用；垂向力最大的时候（发生在汽车以较高车速经过不平坦道路时），对应的取值有，路面所承受的来自车轮的负荷为，相应的动载荷系数可表示为，此刻不需要对侧向力以及纵向力所产生的作用进行考虑。由于全浮式半轴只承受转矩，所以一般都是根据以下方法得出： （4.2）本论文所设计的差速器对应的转矩大小分配系数设为；发动机最大转矩，；本设计的传动效率取为；传动系最低挡传动比；主减速器传动比。根据式可得：4.3全浮式半轴的杆部直径的初选 （4.3）根据可得:根据强度要求在此。4.4全浮式半轴的强度计算首先是验算其扭转应力： （4.4）式中：半轴的计算转矩，在此取；半轴杆部的直径，。根据公式：所以满足强度要求。4.5半轴花键的计算4.5.1花键尺寸参数的计算考虑到汽车半轴受到的转矩较大，故此选用渐开线花键，参数详见下表：表 渐开线花键计算序 号项 目计 算 公 式计 算 结 果1齿数2节锥距3标准压力角4内花键大径基本尺寸5齿形裕度6内花键渐开线终止圆直径的极小值7基本齿槽宽8渐开线花键公差等级9总公差10综合公差11齿距累积公差12齿形公差13作用齿槽宽最小值14实际齿槽宽最大值15实际齿槽宽最小值16作用齿槽宽最大值17外花键大径基本尺寸18花键齿侧配合内花键外花键19外花键作用齿厚上偏差20外花键大径公差21外花键小径基本尺寸22基本齿厚23作用齿厚最大值24实际齿厚最小值25实际齿厚最大值26作用