毕业设计（论文）-电动汽车同轴式前驱动桥结构设计（全套图纸）.docx

本科毕业设计（论文）电动汽车同轴式前驱动桥结构设计院 （系）： 机电工程 专 业： 班 级： 学 生： 学 号： 指导教师： 年 月 日摘要汽车问世百余年，特别是从汽车产品的大批量生产及汽车工业的打发展以来，汽车已经对世界经济打发展和人类进入现代生活产生了无法估量的巨大影响，为人类社会的进步作出了不可磨灭的巨大贡献。为了使大家对汽车这一影响人类社会的产品有更全面、更深入的了解，以便把握住“汽车设计”技术的发展方向，通过对汽车的总体设计，汽车零部件的载荷和计算工况与计算方法，以及汽车各系统、各组成及主要零部件的结构分析和设计计算的概述，是大家对汽车的设计理论与设计技术有更好的认识与突破。汽车主减速器及差速器是汽车传动中最重要的部件之一。它能够将万向传动装置传来的发动机转矩传给驱动车轮，以实现降速增扭。全套图纸加153893706日益严重的环境污染和能源危机对汽车工业的发展提出了极为严峻的挑战。为了汽车工业的可持续发展，以使用电能的电动机作为驱动设备的电动汽车能真正实现“零污染”，现已成为各国汽车研发的一个重点。在电动汽车研发的众多技术选型之中，依靠同轴式驱动的电动汽车逐渐成为一种新颖的电动汽车选型方向。 本文设计方案采用磷酸铁锂动力电池作为动力源，一台永磁同步电机作为驱动装置，依靠行星齿轮系进行减速，用短半轴来带动车轮旋转。在系统构型设计的基础上，进行了包括电动机、差速器和主减速器的设计。 事实上，该驱动方案和匹配方法为新型动力系统开发提供了一定借鉴。本次设计的是有关乘用车的主减速器和差速器，并要使其具有通过性。本次设计的内容包括有：方案选择，结构的优化与改进。齿轮与齿轮轴的设计与校核。并且在设计过程中，描述了主减速器的组成和差速器的差速原理和差速过程。方案确定主要依据原始设计参数，对比同类型的减速器及差速器，确定此轮的传动比，并对其中重要的齿轮进行齿面接触和齿轮弯曲疲劳强度的校核。而对轴的设计过程中着重齿轮的布置，并对其受最大载荷的危险截面进行强度校核。主减速器及差速器对提高汽车行驶平稳性和其通过性有着独特的作用，是汽车设计的重点之一。AbstractCars appeared more than hundred years, especially from the automotive product of mass production and make development of automobile industry, cars have on the world economy development and humanity in modern life has immeasurable huge influence, to the progress of human society has made an indelible contribution.In order to make everyone on cars that are the product of human society is more comprehensive, more in-depth understanding, in order to seize the car design technology development direction, based on the overall design of a car, car parts and calculation of load condition and calculation method, and the system, the composition and structural analysis and design calculation of overview of the main components, is a design theory and design of the automobile technology has a better understanding and breakthrough.Automobile main reducer and differential is one of the most important parts of automobile transmission.It can be universal transmission device of engine torque to the drive wheels, in order to realize speed down added twist.Increasingly serious environmental pollution and energy crisis put forward on the development of the auto industry is extremely severe challenges.In order to the sustainable development of automobile industry, to use the power of the motor as driving device of the electric car can truly realize zero pollution, has become a national automobile research and development of a key.In the selection of the electric car research and development of technology, relying on the coaxial drive electric cars gradually become a new direction of the electric car selection.Design scheme in this paper using lithium iron phosphate power battery as a power source, a permanent magnet synchronous motor as drive device, rely on the planetary gear train is slow, with short half shaft to drive the wheels.On the basis of the system configuration design, the including motor, differential, and the design of the main reducer.In fact, the drive scheme and matching method provides a certain reference for new type of power system development.This design is the main reducer and differential about passenger car, and I will make it through sex.Contents include: the design scheme selection, structural optimization and improvement.The design of the gear and gear shaft and checking.And in the process of design, describes the composition of the main reducer and differential differential principle and differential process.Scheme to determine the main design parameters on the basis of the original, compared to the same type of drive, and differential, determine the ratio of the wheel, and some important gear tooth surface contact and the gear bending fatigue strength check.In the process of the design of the shaft and gear arrangement, emphatically and dangerous section of its maximum load intensity.Main reducer and differential is to improve the car driving stability and its through sex has a unique role, is the focus of the design of the car.目 录第一章 绪论11.1 选题的背景与意义 11.2 研究的基本内容 21.3 课题主要内容 21.4 技术参数 21.5 动力性指标如下 3第二章 电机的选择42.1电机的种类与性能分析42.2电机的选择52.3电机功率计算52.4电机额定转速和转速的选择7第三章 主减速器设计 83.1行星齿轮系减速比的确定83.2 确定各齿轮齿数83.3 主减速器齿轮的材料及其热处理9第四章 差速器的设计104.1 差速器行星齿轮与半轴齿轮主要参数选择和计算 104.2差速器齿轮的强度计算 144.3 行星齿轮轴的设计 144.4半轴花键的设计154.5花键强度的计算194.6轴承的设计与选择19参考文献20致谢21 第一章 绪论1.1选题的背景与意义电动汽车是一种以电力为动力源, 以电控代替机械传动, 以控制电动机方式改变车速的无轨运输车辆。它孕育于19世纪30年代, 至今已历时一百余年。它在20世纪初曾一度被广泛采用, 但是, 鉴于当时的历史条件,蓄电池容量小、体积大、寿命短, 因而逐步让位于内燃机汽车。一直到20世纪70年代世界第一次能源危机出现, 才重新为人们所重视。20世纪70年代末，随着石油价格回落, 能源危机缓和, 内燃机性能不断完善, 相比之下, 电动汽车动力性差, 蓄电池寿命不高, 因而不断降温。然而到了20世纪90年代, 由于人们日益关注空气质量和温室效应所产生的影响，电动汽车的发展再次获得生机1。电动汽车经过百余年实践, 证明它具有污染少、噪声低、振动小、结构简单紧凑、易于操作维修、能综合利用能源等优点, 特别是近年来人们所从事研究的充电装置的开发和充电方法的发展和改进, 以及电控技术与电动机性能的新突破和改善, 所有这些就导致了80年代末和90年代初第二次电动汽车热的出现。近些年，汽车制造商在不断推动电动汽车技术的发展，并开始将电动汽车商业化。在世界范围内，尤其在美国、日本和欧洲，许多汽车生产商开始生产电动汽车或者涉及电动汽车领域。 随着我国国民经济的快速发展，汽车工业进入迅猛发展阶段，汽车保有量的剧增给环境和能源带来了巨大的压力。为了减轻能源消耗和环境污染，国家出台的汽车排放法规和能耗标准越来越严，汽车使用成本越来越高，汽车产业的可持续发展面临新的挑战。研发一种最高车速在100km/h以上，整车性能和燃油车相仿，价位适中，操作简单，使用维修费用低廉的小型四轮纯电动汽车，可成为缓解我国能源危机和解决环境污染的重大举措。其意义主要表现在以下几个方面：1) 落实保护环境、节能减排国策 研发的小型纯电动汽车能仅为燃油汽车的1/51/4，且使用过程零污染，是中国汽车行业实现环境保护、节能减排的重要措施。 2) 对国家能源战略安全将发挥重大作用 我国是石油资源相对贫乏的国家，2007年原油进口量达1.68亿吨，对外依存度过高，给国家整个经济安全带来严重不稳定因素，若有20%的家庭用车改为小型纯电动汽车，每年节省的燃油消耗是巨大的。 3) 实现我国汽车工业可持续发展 纵观我国汽车工业，近几年出现了井喷式增长，汽车年产量近期有望突破1000万辆。但我们也应当看到，在传统燃油汽车领域，我国与世界发达国家的差距依然巨大，在发动机、变速箱及汽车电控等关键技术领域仍受制于人。从可持续发展和技术跨越的角度大力发展小型纯电动汽车对于提升我国汽车尤其是乘用车产业核心竞争力具有重要的战略意义。4) 可回收利用的能量多 对电动汽车而言，很容易利用电动机反转时发电的功能回收制动或下坡时的能量，从而使汽车的续驶里程增加、经济性提高。近年新开发的电动汽车都具有下坡、制动或减速时的能量回收系统，具有能量回收系统的电动汽车的续驶里程可增加10%15%。我们本次设计的是一款前置前驱电动驱动桥，整车重量较小，发动机输出功率不大。1.2研究的基本内容 a.电机的选择 b.主减速器齿轮计算载荷的确定。 c.主减速器齿轮传动设计。 d.差速器行星齿轮与半轴齿轮主要参数选择和计算。 e.差速器行星齿轮与半轴齿轮主要参数。1.3课题主要内容 电动汽车的基本情况电动汽车的主要参数电动汽车主减速器、差速器设计结构特点及方法 电动汽车主减速器、差速器总体设计1.4技术参数 整车正装质量（kg） 1200 滚动阻力系数f 0.014 最大总质量（kg） 1400 轮胎半径（m） 0.33 迎风面积（） 2.50 传动效率 0.90 风阻系数 0.33 最高车速（km/h） 100 最大爬坡度（%） 281.5动力性指标如下 （1） 最大车速Umax100km； （2） 在车速Ua=60km/h时爬坡度i5%（3度）； （3） 在车速Ua=40km/h时爬坡度i12% （6.8度）； （4） 原地起步至100km/h的加速时间t35s； （5）最大爬坡度imax28%（16度）；第二章 电机的选择2.1电机的种类与性能分析2.1.1、直流电动机有刷直流电动机的主要优点是控制简单、技术成熟。具有交流电机不可比拟的优良控制特性。在早期开发的电动汽车上多采用直流电动机，即使到现在，还有一些电动汽车上仍使用直流电动机来驱动。但由于存在电刷和机械换向器，不但限制了电机过载能力与速度的进一步提高，而且如果长时间运行，势必要经常维护和更换电刷和换向器。另外，由于损耗存在于转子上，使得散热困难，限制了电机转矩质量比的进一步提高。鉴于直流电动机存在以上缺陷，在新研制的电动汽车上已基本不采用直流电动机2.1.2、交流三相感应电动机交流三相感应电动机是应用得最广泛的电动机。其定子和转子采用硅钢片叠压而定子之间没有相互接触的滑环、换向器等部件。结构简单，运行可靠，经久耐用。交流感应电动机的功率覆盖面很宽广，转速达到1200015000r/min。可采用空气冷却或液体冷却方式，冷却自由度高。对环境的适应性好，并能够实现再生反馈制动。与同样功率的直流电动机相比较，效率较高，质量减轻一半左右，价格便宜，维修方便。2.1.3、永磁无刷直流电动机永磁无刷直流电动机是一种高性能的电动机。它的最大特点就是具有直流电动机的外特性而没有刷组成的机械接触结构。加之，它采用永磁体转子，没有励磁损耗：发热的电枢绕组又装在外面的定子上，散热容易，因此，永磁无刷直流电动机没有换向火花，没有无线电干扰，寿命长，运行可靠，维修简便。此外，它的转速不受机械换向的限制，如果采用空气轴承或磁悬浮轴承，可以在每分钟高达几十万转运行。永磁无刷直流电动机机系统相比具有更高的能量密度和更高的效率，在电动汽车中有着很好的应用前景。更加适合电动汽车动力性能要求。2.1.4、开关磁阻电动机开关磁阻电动机是一种新型电动机，该系统具有很多明显的特点：它的结构比其它任何一种电动机都要简单，在电动机的转子上没有滑环、绕组和永磁体等，只是在定子上有简单的集中绕组，绕组的端部较短，没有相间跨接线，维护修理容易。因而可靠性好，转速可达15000r/min。效率可达85%93%，比交流感应电动机要高。损耗主要在定子，电机易于冷却；转子元永磁体，调速范围宽，控制灵活，易于实现各种特殊要求的转矩一速度特性，而且在很广的范围内保持高效率。2.2电机的选择电动汽车在不同的历史时期采用了不同的电动是采用了控制性能最好和成本较低的直流电动机。随着电机技术、机械制造技术、电力电子技术和自动控制技术的不断发展，交流电动机、永磁无刷直流电动机和开关磁阻电动机显示出比直流电动机更加优越的性能，在电动汽车上，这些电动机逐步取代了直流电动机。经比较，我们选择直流无刷电动机，根据安装结构选择中空轴式。2.3电机的功率计算 一般来说,电动汽车整车动力性能指标中最高车速对应的是持续工作区，即电动机的额定功率；而最大爬坡度和全力加速时间对应的是短时工作区(15min),即电动机的峰值功率。2.3.1 以最高车速确定电机额定功率 根据虽高车速计算电机功率时，不考虑加速阻力和坡道阻力，电机功率NP应满足：式中：Pn电机输出功率，kw； Th传动系效率，取0.9； m最大车重，取1400kg; f0滚动摩擦系数，取0.014； CD风阻系数，取0.33； A迎风面积，取2.50； Uamax最高车速，取100km/h。 根据以上公式，可以计算出满足最高车速时，电机输出额定功率为21.023kw。2.3.2 根据要求车速的爬坡度计算根据公式，其中在车速Ua=60km/h时爬坡度i5%可得：根据公式，其中在车速Ua=40km/h时爬坡度i12%可得：根据公式，可以计算出满足车速为60km/h时，爬坡度为5%，电机输出额定功率为20.95kw，满足车速为40km/h时，爬坡度为12%，电机输出额定功率为23.307kw。2.3.3根据最大爬坡度确定电机的额定功率 根据公式，其中在车速Ua=20km/h时爬坡度i28%（16度）可得： 根据公式，可以计算出满足车速为20km/h时，爬坡度为28%，电机输出额定功率为24.634kw，在这里假定额定功率为25kw。2.3.4根据额定功率来确定电机的最大功率 电机的最大功率可以由下式计算得出：式中：Pmax电机最大功率，kw； ll电机过载系数，一般取1.2。 根据公式，可计算得Pmax=30kw。 2.4 电机额定转速和转速的选择 对电机本身而言，额定功率相同的电机额定转速越高，体积越小，质量越轻，造价越低；而且电机功率恒定时，随着电机额定转速和最高转速的增加，电机的最大转矩会减小，从而避免造成转矩过太的不利影响。因此选择高速电机是比较有利的。但当电机转速超过一定程度后，其转矩降低幅度明显减小因此，电机最高转速过高时，将导致电机及减速装置的制造成本增加。电机转速的选择既要考虑负载的要求又要考虑电机与传动机构的经济性等固素。综合上述各种因素，由于选用轮毂电机，根据车用驱动电机的特点井参考其他电动车辆上采用的电机，选定电机的额定转速为2000r/min，最高转速为3000r/min。第三章 主减速器设计3.1行星齿轮系主减速比i0的确定主减速比的大小，对主减速器的结构形式、轮廓尺寸及质量的大小影响很大。主减速器比的选择，应在汽车总体设计时和传动系的总传动比一起，由汽车的整车动力计算来确定。对于具有很大功率储备的轿车、客车、长途公共汽车，尤其是对竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率Pemax的情况下，所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速vamax1。这时i0值由下式来计算： rr:车轮滚动半径 rr=0.33mnp：发动机最大功率时转速 np=3000r/minvamax：最高车速 vamax=100km/h3.2确定各齿轮齿数此处取中心轮a齿数为Za=24，行星轮n=3。齿圈b齿数Zb=（io-1）Za=（3.73-1）24=65.52，取Zb=68。此时行星轮实际传动比发生变化其传动比误差误差符合要求根据同心条件得，行星轮c的齿数模数取值m=33.3主减速器齿轮的材料及其热处理汽车驱动桥主减速器的工作繁重，与传动系其他齿轮比较，具有载荷大、作用时间长、载荷变化多、带冲击等特点。所以，多驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：1、具有较高的疲劳弯曲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、轮齿心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易于控制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减少生产成本并降低废品率；4、选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。汽车主减速器用的螺旋锥齿轮、双曲面锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi。用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到5864HRC，而芯部硬度较低，当端面模数时为3245HRC。由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）后均予与厚度0.0050.0100.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。第四章 差速器设计4.1差速器行星齿轮与半轴齿轮主要参数选择和计算4.1.1行星齿轮数目的选择轿车常用2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车多采用4个行星齿轮，少数汽车采用3个行星齿轮。行星齿轮球面半径Rb的确定圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮背面的球面半径Rb，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上也代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。球面半径Rb可按如下的经验公式确定： Kb：行星齿轮球面半径系数，Kb=2.522.99，对于有4个行星齿轮的轿车和公路载货汽车取小值；对于有两个行星齿轮的轿车以及所有越野车和矿用汽车取大值，这里取2.9。Tj：计算转矩，在Tce与Tcs中取较小值，即Tcs=977.727Nm差速器行星齿轮球面半径Rb确定后，可根据下式预选其节锥距：A0=（0.980.99）Rb mm经算得A0=41.927mm42.355mm取A0 =42行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了获得较大的模数而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少一些，但一般不应少于10。半轴齿轮的齿数采用1425。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1.5至2之间。差速器的各个行星齿轮与2个半轴齿轮是同时啮合的，因此在确定这两种齿轮的齿数时，因考虑它们之间的装配关系。在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数之和，必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则差速器将无法安装。这里初选行星齿轮齿数z1=10，半轴齿轮齿数z2=20差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定行星齿轮与半轴齿轮的节锥角1、2 圆锥齿轮的大端面模数m = 3.757为了一定的安全起见故此处m取4行星齿轮节圆直径 半轴齿轮节圆直径 4.1.2压力角的选择汽车差速器目前大都选用22.5的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减少到10，并且在行星齿轮齿顶不变尖的条件下，还可由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。行星齿轮轴直径及支承长度行星齿轮轴直径为 式中： 差速器传递的转矩，在此取1092.778 Nm； 行星齿轮的数目，在此为2； 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm，=32 ，为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而=64； 支承面的许用挤压应力，在此取69 MPA。带入公式得： =16.97mm 行星齿轮在轴上的支承长度为=1.1=1.116.97=18.67mm 4.1.3差速器齿轮的集合计算 半轴齿轮与行星齿轮参数序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数，应尽量取最小值102半轴齿轮齿数203模数4mm4齿面宽，13mm5齿工作高6.4mm6齿全高7.203mm7压力角一般汽车：8轴交角9节圆直径， =40=80 10节锥角，=26.57=63.4311节锥距 45mm12周节12.566mm13齿顶高，=4.3mm=2.1mm14齿根高，=2.852mm=5.052mm15径向间隙0.803mm16齿根角17面锥角，=30.89=70.1718根锥角，=22.24=55.7619外圆直径，=47.69=81.88 4.2差速器齿轮的强度计算 由于行星齿轮在差速器的工作中经常只起等臂推力杆的作用，只有左、右驱动车轮有转速差时行星齿轮和半轴齿轮之间才有相对滚动，所以差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，而对于疲劳寿命则不予考虑。汽车差速器的弯曲应力应为： 式中：半轴齿轮的计算转矩，在此为655.666 Nm； 半轴齿轮齿数； 半轴齿轮齿宽，在此为13mm； 行星齿轮数； 汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，查得。带入公式得：=918.4所以差速器齿轮满足弯曲强度要求。4.3行星齿轮轴的设计4.3.1普通平键的选择由于轴径在1722这个范围内，根据机械设计课程设计手册选择为的普通平键，键的长度为20。圆柱销的选择参照机械设计课程设计手册选择公称直径为6的圆柱销。计算载荷的确定 式中：-发动机最大转矩；-变速器一挡传动比；-主减速比。 4.3.2行星齿轮轴的强度计算扭转应力： =348.23 MPA 取，则，即满足强度要求。式中：-行星齿轮轴的扭转应力，； -行星齿轮轴的计算转矩，1507.044； -行星齿轮轴的杆部直径，20； -行星齿轮轴的扭转许用应力，取。 4.4半轴花键的设计本设计选用圆柱直齿30渐开线花键,参考机械设计标准应用手册（第一卷）,选取花键的长度L=20mm,初选模数m=2,z=15 ,外花键大径Dee=m(z+1)=32;内花键小径d=m(z+1)+2CF = 21630.1 =32.3mm；参考机械设计P110，假设载荷在键的工作面上均匀分布，各齿面上压力的合力N作用在平均直径dm处，即转递的转矩T=ZN.dm/2.并引入系数来考虑实际载荷在各花键齿上分配的影响，则花键连接的强度条件为静连接： P=P 式中 载荷分配不均匀系数，取0.75;z花键齿数，15;L齿的工作长度20mm;h花键齿侧面的工作高度，渐开线花键，a=30,h=m=3mm;dm花键的平均直径，渐开线花键dm=mz=30mm;许用挤压应力,由P110表6-2查的 =180MPa;T每个花键承受的转矩,按驱动轮打滑时从动锥齿轮的计算转矩,977.727N.mT=Mi02/2=1699.78N.m为差速器传递效率，取0.95Mpa180Mpa因此，花键连接满足强度要求。参考机械设计标准应用手册（第1卷）得花键的参数如表参数内花键代号数值数值来源齿数Z15参考机械设计手册模数m2查表7-4-2标准压力角aD30参考机械设计手册公差等级及配合类别H7H7参考互换性与技术测量大径基本尺寸Dei=m(Z+1.5)公差从IT12，IT13或者IT14中选取基本尺寸查表7-4-4，极限偏差选H12渐开线终止圆直径最小值DFimin=m(Z+1)+232.3参考机械设计标准应用手册小径基本尺寸参考机械设计标准应用手册实际齿槽宽最大值4.904查表7-4-43作用齿槽宽最小值4.712查表7-4-43实际齿槽宽最小值4.776查表7-4-43作用齿槽宽最大值4.84查表7-4-43齿根圆弧最小曲率半径Rimin0.60查表7-4-30周节积累公差FP0.083查表7-4-20齿形公差ff 0.063查表7-4-20齿向公差f0.030查表7-4-20外花键齿数Z10参考机械设计手册模数m2查表7-4-2标准压力角aD30参考机械设计手册公差等级和配合类别h7h7参考互换性与技术测量大径公差查表7-4-29渐开线起始圆直径最大值DFemax22.3参考机械设计标准应用手册小径公差从IT12，IT13或IT14中选取，则取 IT12作用齿厚最大值4.712查表7-4-54实际齿厚最小值4.522查表7-4-54作用齿厚最小值4.648查表7-4-54实际齿厚最大值4.586查表7-4-54齿根圆弧最小曲率半径Remin0.6查表7-4-30周节积累公差FP0.083查表7-4-20齿形公差ff0.063查表7-4-20齿向公差f0.030查表7-4-204.5差速器锥齿轮的材料选择 差速器的齿轮采用渗碳合金钢来制造，本次设计所选取锥齿轮材料是20CrMnTi。因为差速器齿轮轮齿要求精度比较低，所以精锻差速器齿轮工艺已经被广泛应用。4.6轴承的设计与选择轴承是当代机械设备中一种重要的零部件。它的主要功能是支撑机械旋转体，降低其运动过程中的摩擦系数，并保证其回转精度。按运动元件摩擦性质不同，轴承可分为滚动轴承和滑动轴承两大类。其中滚动轴承已经标准化、系列化，但与滑动轴承相比它的径向尺寸、震动和噪声较大，价格也较高。滚动轴承一般由外圈、内圈、滚动体和保持架四部分组成，严格的说是由外圈、内圈滚动体、保持架、密封、润滑油六大件组成。简单来说只要具备内圈、外圈、滚动体就可定义为滚动轴承。按滚动体的形状，滚动轴承分为球轴承和滚子轴承两大类。由于滚子轴承可以承受较大的径向载荷和轴向载荷。因此本次设计采用圆柱滚子轴承。参考文献1 刘惟信汽车车桥设计M北京：清华大学出版社，20042 孙恒，陈作模，葛文杰机械原理M北京：高等教育出版社，20063 席伟光，杨光机械设计课程设计M北京：高等