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带轮边 减速器 驱动 设计

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带轮边减速器的驱动桥设计,带轮边,减速器,驱动,设计

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沈阳航空航天大学毕业设计(论文)绪论汽车的驱动后桥位于传动系统的末端，其基本功用是增大由传送轴或直接由变速器传来的转矩，再将转矩分配给左右驱动车轮，并使左右驱动轮有汽车行驶运动所要求的差速功能；同时，驱动后架或承载车身之间的铅垂力，纵向力横向力及其力矩。一般的驱动后前由主减速器总成，差速器总成，桥壳总成及半轴总成等零部件组成。威力提高汽车平顺性和通过性，现在汽车的驱动桥也在不断地改进。与独立悬架相配合的断开式驱动桥相对与非独立悬架配合的整体式驱动桥在平顺性和通过性方面都得到改进。随着时代的发展和科技进步，驱动桥将会得到进一步的发展。展望将来需要开发汽车驱动桥智能化设计软件，设计新驱动桥只需输入相关参数，系统将自动生成三维图和二维图，以达到效率高，强度低，匹配佳的最优方案。驱动桥是汽车传动系统中主要总成之一。驱动桥的设计是否合理将直接关系到汽车使用性能的好坏。因此设计中要保证：所选择的主减速器比应保证汽车在给定使用条件下有最佳的动力性和燃油经济性。（1） 档左右辆车轮的附着系数不同时，驱动桥必须能合理的解决左右车轮的转矩分配问题，以充分利用汽车的牵引力；（2） 据有必要的离地间隙以满足通过性想需要；（3） 驱动桥的各零部件在满足足够的强度和刚度的条件下，应力求做到质量轻，特别是应尽可能做到非簧载质量，以改善汽车的平顺性;（4） 能承受和传递作用于车轮上的各种力和转矩；（5） 齿轮及其它传动部件应工作平稳，噪声小；（6） 对颤动见应良好的润滑，传动效率要高；（7） 结构简单，拆装调整方便；（8） 设计中应尽量满足“三化”。即产品系列化，零部件通用化，零件设计标准化的要求。1驱动桥的结构方案分析驱动桥的功用是：将传动装置传来的发动机转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动车轮，实现降速增大转矩；通过主减速器圆锥齿轮副或双曲面齿轮副改变转矩的传递方向；通过差速器实现两侧车轮差速作用，保证内、外侧车轮以不同转速转向；通过桥壳承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。 驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架结构密切相关，可分为断开时和非断开式两类。驱动车轮采用独立悬架时，应选用断开式驱动桥；驱动车轮采用非独立悬架时，则应选用非断开式驱动桥。断开式驱动桥的结构特点是没有连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁，主减速器、差速器及其壳体安装在车架或车身上，通过万向传动装置驱动车轮。此时主减速器、差速器和部分车轮装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮经独立悬架与车架或车身作弹性连接，因此可以彼此独立地相对于车架或车身上下摆动。为了防止车轮跳动时因轮距变化而使万向传动装置与独立悬架导向装置产生运动干涉，在设计车轮传动装置时，应采用滑动花键轴或允许轴向适量移动的万向传动机构。1-主减速器；2-半轴；3-弹性元件；4-减振器；5-车轮；6-摆臂；7-摆臂轴非断开式驱动桥的桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，主减速器、差速器和半轴等所有传动件都装在其中。此时，驱动桥、驱动车轮均属于簧下质量。整体式桥壳具有较大的强度和刚度且便于主减速器的装配、调整和维修,因此普遍应用于各类汽车上。当车轮采用非独立悬架时，采用的为非断开式驱动桥。整个驱动桥通过弹性悬架和车架连接，由于半轴套管与主减速器壳是刚性连成一体的，两侧半轴和驱动车轮不可能在横向平面内作相对运动，故为整体式驱动桥。1-后桥壳；2-差速器壳；3-差速器行星齿轮；4-差速器半轴齿轮；5-半轴； 6-主减速器从动齿轮齿圈；7-主减速器主动小齿轮与非断开式驱动桥比较，断开式驱动桥能显著减少汽车的簧下质量，从而改善汽车的行驶平顺性，提高了平均行驶速度；减小了汽车行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命，增加了汽车的离地间隙；由于驱动车轮与路面的接触情况及对各种地形的适应性较好，增强了车轮的抗侧滑能力；若与之配合的独立悬架导向机构设计合理，可增加汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。但是其结构复杂，成本较高。断开式驱动桥在乘用车和部分越野汽车上应用广泛。非断开式驱动桥结构简单，成本低，工作可靠，广泛应用于各种商用车和部分乘用车上。但由于其簧下质量较大，对汽车的行驶平顺性和降低动载荷有不利的影响。2驱动桥结构方案的选择2.1有关驱动桥设计的基本参数设计车型为某重型卡车，满载桥荷19.5吨，轮胎规格12.0-20，车轮直径为1125mm，车轮中心距为1840mm。该车最高时速为72km/h，发动机型号WD61567增压中冷，功率为206KW，扭矩1070N.m。变速箱速比分别为：12.42、8.226设计车型为某重型卡车，满载桥荷19.5吨，轮胎规格12.0-20，车轮直径为1125mm，车轮中心距为1840mm。该车最高时速为72km/h，发动机型号WD61567增压中冷，功率为206KW，扭矩1070N.m。变速箱速比分别为：12.42、8.226、6.08、4.53、3.36、2.47、1.81、1.35、1.00、12.99（倒档）。6.08、4.53、3.36、2.47、1.81、1.35、1.00、12.99（倒档）。2.2驱动桥结构方案的确定 在选择驱动桥打总成结构形式时，需要从所设计的汽车类型以及应用和生产条件上出发,并结合所设计汽车的其它元部件，特别是要与汽车道悬架结构形式与特性相适应，以共同保证整个汽车与其使用性能的实现。对于一般汽车驱动桥的各项基本要求，虽然通用于各种汽车的驱动桥，但是对于不同类型和用途的汽车来说，其重要程度是不一样的。因此，在设计过程中当选择其一具体汽车驱动桥的结构形式时，必须要从前面所说的各项需求中，找到对所设计的既定用途的汽车的独特使用性能有直接影响的主要之处，从而保证所设计的汽车的最重要的使用性能的实现。另外，一些主恩们用途的汽车，也需要结合其使用特点提出一些特定的要求。比如，在设计多桥驱动的汽车时，应要求各驱动桥尽量做到通用化，以减少零件特别是主要零件的品种，提高互换性能；对于在设计大型公共汽车和无轨电车的驱动桥时应当尽量降低驱动桥的高度，以降低车厢底板，试车可上下车方便。 驱动桥总成的结构形式，按照其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。按照其工作特性，他们可分为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。驱动桥的质量及其悬挂质量与非悬挂质量的分配，驱动桥总成结构的复杂程度以及其工作特性等，以上诉形式的不同能够有较大差异。非断开式与断开式着两大类驱动桥结构形式的选择，又与汽车悬架总成结构形式的选择有密切的关系。当驱动车轮采用非独立悬架时，驱动桥应该选择非断开式，即驱动桥壳是一根支撑在左、右驱动轮上的刚性空心梁，而主减速器、差速器及半轴等传动机件都装在其中。当驱动桥采用独立悬架时，则应选用断开式驱动桥。这种驱动桥没有刚性的整体外壳，主减速器及差速器总成是选址在车架横梁或车厢底板上的并与传动轴及一部分驱动桥传动装置的质量同属于汽车的悬挂质量，而两侧驱动轮可以彼此独立的相对于车架或车厢做弹性联系。因此，两侧驱动车轮可以彼此独立地相对车厢或车架做上下摆动，相应就要求驱动车轮的的传动装置及其外面的壳或者套管做相应地摆动。普通的非断开式驱动桥，由于其结构简单、造价低廉、工作可靠，最广泛的应用在各种载货汽车上，在多数越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。整个驱动桥和驱动车轮的质量以及传动轴的部分质量都是属于汽车的非悬挂质量，使得汽车的非悬挂质量较大，这是普通非断开式驱动桥的一个弱点。采用单级主减速器可以大大减少驱动桥的质量。此外，用高强度的球墨铸铁来铸造主减速器壳，也可以减少质量并达到改进铸造工艺的目的。普通的非断开式驱动桥的质量在很大程度上还取决于桥壳的结构形式，采用钢板冲压-焊接的整体式桥壳机钢管扩制式桥壳，均可显著的减少驱动桥的质量。断开式驱动桥，由于其属于非悬挂部分的质量较小，并且它又与独立悬架相匹配，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，由此可大大地减少汽车在不平路面上行驶时的振动和车身的倾斜；减少车轮和车桥上的动载荷，提高汽车的行驶的平顺性和平均行驶速度；减少零件的损坏，提高汽可靠性并延长使用寿命。但是，由于断开式驱动桥及与之相配的独立悬架的结构复杂，故而这种结构主要用于对刑事平顺性要求较高的一部分轿车以及一越野车上，并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。图2-1 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)断开式驱动桥驱动桥的轮廓尺寸组要取决于其主减速器的结构形式。在汽车的轮胎尺寸和驱动桥的在校离地间隙已经确定的情况下，也就限制了主减速器从动齿轮直径的大小。对于常见的主减速器齿轮普通的螺旋锥齿轮和双曲面齿轮传动来说，在模数已定的情况下，从动齿轮的齿数越少，则它的直径就越小，并且由此使主减速器的垂向轮廓尺寸也越小，但齿轮齿数的选择有一定的范围。在给定主减速比的条件下，若果单级主减速器不能满足驱动桥下面的离地间隙要求，则可以采用双级减速结构。而双级主减速器的质量和制造成本等指标都要比单级主减速器差，因此仅推荐用于主减速比大于7.6且装载质量在6吨以上的大型汽车上。因此根据重型汽车的特点和经济性，本次可设选用非独立悬架驱动桥、双级主减速器。2.3驱动桥传动方案的确定主减速器的减速形式可以分为单及减速、双级减速、双速减速、单双级贯通、双级贯通式、单级或双级减速配以轮边减速等。减速行驶的选择与汽车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，但它主要取决于动力性、燃油经济性等整车性能所需求的主减速比的大小以及驱动桥下的离地间隙；驱动桥的数目及布置形式等。若仅就主减速器比的大小对于选择主减速形式的影响而言，通常主减速比对于贯通式驱动)时，应采用单级减速；当时，可采用双级减速；当且要求有较大的离地间隙时，需要配以轮边减速器。（1） 单级主减速器 由于单级主减速器具有机构简单体积及质量小且制造成本 低等优点，因此惯犯用于主减速器比的各种中小型汽车上。单级主减速器都是采用一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，也可采用涡轮传动减速。（2）双级主减速器与单级主减速器相比，由于双级主减速器由两级齿轮减速组成，使其结构复杂，质量加大；又由于双级主减速器的齿轮及轴承数量的增多和材料消耗及加工工时的增加，制造成本也显著增加，因此只有在主减速器速比较大时且采用单及减速不能满足既定的主减速比和离地间隙等要求时才采用。通常仅用在装载质量10吨以上的重型汽车上。当主减速比在上述范围内时，采用双级主减速器不仅可以使锥齿轮副的传动比减小，是主减速从动齿轮的半径减小从而使驱动桥的径向尺寸减小，使离地间隙增大，使轴承的轴向负荷减小，还可以使大型汽车在不设置副变速器的情况下，增加传动系的传动比，从而提高其牵引性，以适应汽车在坏路面上和坡路上满载行驶的需要。由于汽车的总布置参数，如汽车的轴距传动系尤其是传动轴的尺寸参数和布置型式以及驱动桥本身的设计特点等对双级主减速器的结构布置有直接的影响，因此双级主减速器应有不同的布置形式与这些不同的汽车总布置参数相适应。根据双级主减速器第二级减速形式的不同，它可以分为锥齿轮圆柱齿轮式、锥齿轮行星齿轮式和圆柱齿轮锥齿轮式等三种结构形式，前两种结构应用于非贯通式驱动桥；后一种应用于贯通式。整体式双级主减速器有多种结构方案：第一级为锥齿轮，第二级为圆柱齿轮；第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮；第一级为行星齿轮，第二级为锥齿轮；第一级为圆柱齿轮，第二级为锥齿轮。（3）双级主减速器对于载荷及道路状况变化较大、使用条件非常复杂的载货汽车来说，选择一种主减速比来使汽车在满载甚至牵引并爬坡或通过极坏路面时具有足够的动力性，而在平直而良好的路面上单车空载行驶时又有较高的车速和满意的燃油经济性，是非常困难的。为了解决这一矛盾，提高汽车对各种使用条件的适应性，在某些汽车上，主要是一些重型汽车上有时采用具有两种主减速比并可根据行驶条件来选择其党委的双级主减速器。两种主减速比与变速器各档相配合，就可得到两倍于变速器的档位，显然这种双级主减速器比仅在变速器中设置超速档，即今改变传动比而不增加档位数，对于提高汽车在各种实用条件下的动力性、燃油经济性更为有利。双级主减速器的大、小两种主减速比，是根据汽车的使用条件、发动机功率变速器各档传动比的大小选定的。其大的主减速器比用于汽车满载形式与坏路面上，以克服大的地面阻力并减少变速器中间档位的变换次数；而小的主减速器比用于汽车空载或低载荷在平直且良好的路面上高速行驶，以改善汽车的燃油经济性、降低传动系载荷。双级主减速器由两级齿轮减速构成，第一级减速都采用一对论选锥齿轮或双曲面齿轮，而根据第二级减速形式的不同，双击主减速器分为锥齿轮行星齿轮式和锥齿轮圆柱齿轮式两种。（4）贯通式主减速器贯通式主减速器根据其减速形式可分为单级和双级两种。单级贯通式主减速器一般多用于轻吨位多桥驱动的汽车上，他主要优点是使传动系结构简单，主减速器的体积及质量小，并可使中后桥的大部分零件尤其是使桥壳、半轴等主要零件具有互换性。对于中、重型多桥驱动的汽车来说，由于主减速比较大，采用双曲面齿轮式单级贯通式主减速器难以达到主减速比5的要求，而采用涡轮传动又要消耗大量的有色金属，使材料费用提高；同时，为简化传动系结构并使多桥驱动汽车各驱动桥零件特别是桥壳等主要零件尽可能通用，多采用双级贯通式主减速器。根据减速齿轮形式的不同，单级贯通式主减速器又有双曲面齿轮式和涡轮式两种结构形式；双级贯通式主减速器主要由一对圆柱齿轮和一对螺旋齿轮火双曲面齿轮组成。根据这两对齿轮组合时前后次序的不同，他又可以分为锥齿轮圆柱齿轮式和圆柱齿轮锥齿轮式两种结构形式。（5）单级（或双级）主减速器附轮边减速器再设计重型汽车、大型公共汽车的驱动桥时，为了使变速器、分动器、传动轴等总成不致因承受过大转矩而使它们的尺寸及质量过大，应将传动系的传动比以尽可能大的比率分配给驱动桥。这就导致一些重型汽车，大型公共汽车驱动桥的主减速比往往要求很大。当其值大于时，一般结构的主减速器难于达到要求，因此许多重型汽车、大型公共汽车往往采用单级（或双级）主减速器附加轮边减速器的结构形式，将驱动桥的一部分减速比分配给安装在轮毂中间或近旁的轮边减速器。这不仅仅使驱动桥的中间部分主减速器的尺寸减小，保证了足够的离地间隙，而且可以得到比较大的驱动桥总减速比（其值往往在左右）；犹豫半轴位于轮边减速器前，其所承受的转矩也大为减少，因而半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件的尺寸也可以减小。但是轮边减速器在驱动桥上就需要两套，使其结构复杂，成本高，因此只有当驱动桥的总减速比大于时才推荐采用。根据计划书，本次设计的某重型货车给定的参数，因此采用主减速器附轮边减速器。 车型离地间隙轿车微型小型中级高级载货汽车微型 轻型中型重型 超重型越野汽车微型 轻型重型 中型客车小型中型 大型3主减速器的基本参数选择及设计计算3.1主减速比的确定 主减速比的大小，对于减速器的结构形式，轮廓尺寸及质量大小影响很大.主减速比的选择，由汽车的整车动力计算来确定。 要求主减速器有较大的传动比是，由一对锥齿轮构成的单级主减速器已经不能保证足够的离地间隙，这时需要用两对齿轮的降速双级主减速器。双级主减速器鱼单级相比，在保证离地间隙相同时可以得到大的传动比，一般为。 整体式双级主减速器由多种结构方案：第一级为锥齿轮，第二级为圆柱齿轮；第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮；第一级为行星齿轮，第二级为锥齿轮；第一级为圆柱齿轮，第二级为锥齿轮。根据设计要求，选取第二种结构，即第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮。 在给定发动机的最大功率级其转速时，所选择的应尽可能的满足最高车速。这时的值由下式确定 (3.1)式中：车轮的滚动半径，； 变速器最高档的传动比，通常为； 最大功率时的发动机转速，； 汽车的最高车速，。 为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，一般选的比要求的大。采用轮胎地规格为，直径。采用发动机型号为WD615-67增压中冷，其最大功率，转速。变速器最高档的传动比为。理论值，为了获得更大的转矩，设计值取。因此 (3.2)根据双级锥齿轮星星齿轮减速器的常用速比选择初设值。初选第一级，双曲面元锥齿轮的传动比取；第二级，轮边减速器的传动比取。3.2汽车驱动桥的最小离地间隙汽车驱动桥的最小离地间隙见表3.2.1表3.2.1汽车驱动桥最小离地间隙(mm)3.3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态，才能使它们很好的工作。齿轮的正确啮合，出于齿轮的加工质量，装配调整及轴承，主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。3.3.1主动锥齿轮的支承 在壳体结构及轴承形式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承形式及安装方法对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。主动锥齿轮的支承形式可以分为悬臂式支承和骑马式支承两种。悬臂式支承的主要特点是在锥齿轮大端采用较长短轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度和增加两支承间的距离，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追定的轴向力有靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了尽可能的增加支承刚度，支承距离应大于2.5倍悬臂长度，且应比齿轮节圆直径的大，另外靠近齿轮点轴径应不小于尺寸。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。靠近齿轮的支承轴成有时也采用圆柱滚子轴承，而另一个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，支承刚度差，用于传递转矩小的轿车，轻型货车的单级主减速器。 骑马式支承结构的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支撑，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径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，并可以减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是，由于骑马式支承增设了导向轴承支座，使主减速器壳的结构复杂，加工成本高，有时因为空间有限布置不下或使齿轮拆装困难。在需要传递较大转矩的情况下，最好采用跨置式支承。 通过对上述两种主动锥齿轮支承形式的比较，某重型货车采用第二种支承结构骑马式。3.3.2从动锥齿轮的支承主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的形式，支承间的距离和载荷在轴承之间的分布即载荷离两端轴承支承中心间的距离和之比例而定。为了增强支承刚度，支承间的距离应尽量减小。然而，为了使从动锥齿轮背面的支承凸缘有足够的位置加强筋及增强支承的稳定性，距离应该不小于从动锥齿轮节圆直径的70%。两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端朝内相向，小端朝外相背，为了使载荷能精良均匀的分布在两个轴承上，并且让出位置来加强从动锥齿轮连接凸圆的刚度，应尽量使尺寸不小于尺寸。从动锥齿轮的支承，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列有关。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。为了使从动锥齿轮北面的差速器壳体处有足够的位置设置加强筋以增强稳定性，应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷尽量均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸等于或大于尺寸。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。主从动齿轮受载荷变形或移动的许用偏移量如。3.4主减速器齿轮计算载荷的确定由于汽车行驶时传动系统的载荷不稳定，因此要准确的算出主减速器齿轮的计算载荷是比较困难的。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轮在良好路面上开始滑行时这两种情况下作用在主减速器从动锥齿轮上的转矩、的较小者，作为载货汽车和越野汽车在强度计算中用以盐酸主减速器从动锥齿轮最大应力的计算载荷，即 (3.3) (3.4)式中： - 发动机最大转矩，； - 产生冲击载荷时的超载系数，对于一般载货汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速的各类汽车均都取； -传动系有关传动部分的传动效率，； - 该汽车的驱动桥数目，； - 汽车载满时一个驱动桥给水平地面的最大负荷（对后驱动桥来说应考虑到汽车最大加速时的复合增大量），N； - 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；对于越野汽车，取；对于安装防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取； -车轮的滚动半径，； 分别为由说计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和传动比。根据所采用的WD615-67增压中冷发动机型号，确定发动机的最大转矩为，以及最低档传速比；取 将已知数据代入上式、由上两式求得的计算载荷为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。3.5主减速器齿轮基本参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数、，从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数，主、从动锥齿轮面宽和，双曲面齿轮副的偏移距，中点螺旋角，法向压力角等。3.5.1主从动锥齿轮齿数和 选择主从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素（1）为了磨合均匀，之间应该避免有公约数；（2）为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主从动齿轮数和应不小于40；（3）为了啮合平稳，噪声小何具有高的疲劳强度，对于货车，一般不少于6；（4）当主传动比较大时，尽量使取得小一些，以便得到满意的离地间隙；（5）对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。对于单级主减速器，当较大时应尽量使主动齿轮的齿数取小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。当时，最小值可以取5。当较小（）时，可取。为了得到理想的齿面重叠系数，对于其齿数和，货车应不少于，轿车应不少于。双级主减速器第一级主动锥齿轮可选在范围内，第二级圆柱齿轮副的齿数和可选在（）的范围内。本次设计为双级主减速器第一机双曲面圆锥齿轮传动比按照以上齿轮齿数的选择原则，取，则。3.5.2节圆直径的选择可根据从动锥齿轮的计算转矩（为、之中的较小者）按经验公式选出从动锥齿轮节圆直径： (3.5)式中： -从动锥齿轮的节圆直径，； - 计算转矩；按式（3.2） （3.3）求得并取得其中的较小值。 -直径系数，。在确定主减速器齿轮计算载荷中，求得，因此取，取。则 3.5.3齿轮端面模数选择从动锥齿轮节圆直径选定后，可按算出大端模数，并用下式校核式中： - 齿轮的大端模数，； -从动齿轮的计算转矩，按式（3.2）（3.3）求得，并取其中较校者； - 模数系数，取经计算 ，取。校核 ，符合要求。从而可以得到主动锥齿轮节圆直径 ， 。3.5.4主从动锥齿轮齿面宽和通常推荐锥齿轮与双曲面齿轮传动从动齿轮的齿宽为其节距的倍，即 ，但不应该超过端面模数的倍，即，对于汽车工业，主减速器圆弧齿锥齿轮推荐采用 （3.7）式中： - 从动齿轮节圆直径，；经计算，。 吃面宽过大或过小，都会降低齿轮的强度和寿命。齿面宽大于上述规定，不但不能提高齿轮的强度和耐久性，还会给制造带来困难。因为齿面宽的加大只能从延长小端着手，轮齿延长的结果使小端齿沟变窄，结果是切削刀头的顶面宽或刀盘刀顶距过窄及刀尖的圆角过小，这样不但减小了齿根圆角半径从而加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。如果在安装时有位置偏差或由于制造，热处理变形等原因，使齿轮工作时使负荷集中于齿轮小端，则易引起小端的过早损坏和疲劳。另外，齿面宽过大也会引起装配空间的减小。一般习惯是使小齿轮齿面比大齿轮齿面宽稍大，使其在大齿轮轮齿两端都超出一些。通常小齿轮的齿面宽加大10%较为合适。小齿轮轮齿的这种加长，改善了小齿轮轮齿强度，因而允许小齿轮轮齿略减薄，大齿轮轮齿略加厚这样会给加工带来好处，因为小齿轮轮齿减薄，允许采用刀顶距宽的小齿轮刀盘，同时保证了大小齿轮间的强度均衡。另外，由于双曲面齿面的几何特性，双曲面小齿轮齿面宽比大齿轮齿面宽要大。而汽车差速器行星齿轮的齿面宽一般比半轴齿轮的齿面要小。通过计算。3.5.5双曲面齿轮的偏移距主动齿轮轴线相对于从动齿轮轴线的偏移距离称为双曲面齿轮的偏移距。选择值应考虑到：值过大，将导致齿面纵向滑动的增大，从而引起齿面的早期磨损或擦伤；值过小则不能充分发挥双曲面齿轮的特点。对于轿车，轻型载货汽车的主减速器来说，值不应该超过从动齿轮节锥距的；而对于中型及以上的载货汽车，越野汽车和公共汽车等重负荷传动，值则不应超过从动齿轮节锥距的。传动比越大则偏移距越大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距可以达到从动齿轮节圆直径的，根据某重型系列汽车，选3.5.6螺旋角的选择主动齿轮与从动齿轮的螺旋角是在节锥表面的展开图上定义的。如图所示，齿线上任意一点处的螺旋角，是改点处的切线与该点和节锥定点的连线之间的夹角。主动齿轮与从动齿轮的螺旋角式沿着节锥齿线变化的，大端的螺旋角较大，小端的螺旋角较小，齿面宽中点出的螺旋角称为齿轮的中点螺旋角，也是该齿轮的名义螺旋角。螺旋锥齿轮传动住从动齿轮的中点螺旋角或名义螺旋角是相等的。选择齿轮的螺旋角时，应考虑它对齿面重叠系数，齿轮强度和轴向力的大小的影响。螺旋角应该足够大以使不小于1.25。因越大，传动就越平稳，噪声就越低。当时可得到可很好的结果。螺旋角过大会引起轴向力过大，因此应有一个适当的范围，以使齿轮的轴向力不太大而又得到尽可能大的重叠效果。汽车主减速器锥齿轮的螺旋角多在范围内。轿车应选用较大值，以保证有较大的，以使运转平稳噪声低。载货汽车选用较小值以防止轴向力过大。通常，螺旋角齿轮用的居多。在一般机械制造用的标准中，中点螺旋角为。3.5.7螺旋方向的选择主动锥齿轮与从动锥齿轮在传动时所产生的轴向力，其方向取决于齿轮的螺旋方向和旋转方向。判断齿轮的旋转方向是顺时针还是逆时针，要向齿轮的背面看去。而判断轴向力的方向是，则可以用左右手法则来判断，左旋齿轮的轴向力方向用左手法则判断；右旋齿轮的轴向力的方向由右手法则判断。判断时伸直拇指的指向为轴向力的方向，其它手指握起来后的指向就是齿轮旋转方向。从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部分向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动齿轮的螺旋方向是相反的。档变速器挂前进档时，应该使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿轮右分离趋势，防止卡死而损坏。本次齿轮选择为左旋。3.5.8法向压力角的选加大法向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。所以对轻负荷齿轮一般采用小压力角，使齿轮运转平稳，噪音低。对于弧齿锥齿轮，轿车: 一般选用或；货车：为；重型货车：为。对于双曲面齿轮，大齿轮轮齿两侧压力角是相等的，但是小齿轮轮齿两侧的压力角是不等的，选取平均压力角时，轿车为或，货车为或。某重型货车的主减速器齿轮的法向压力角。3.6主减速器锥齿轮强度计算 根据格里森制圆锥齿轮与双曲面齿轮的强度计算，通常有以下几种：3.6.1单位齿长上的圆周力在汽车工业中，主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用在其齿轮上的假定单位压力即单位齿长上的圆周力来估算，即 （3.8）式中： - 作用在齿轮上的圆周力，按发动机的最大转矩和最大附着力矩两种公况下计算, ； -从动齿轮点齿面宽，。发动机最大转矩计算时为： （3.9）式中： -办俗气的传动比，常取一档及直接档的； - 发动机的最大转矩， -从动齿轮的节圆直径，。对于多驱动汽车还应该考虑驱动桥数及分动器传动比。按最大附着力矩计算时 （3.10）式中： - 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，；对于后桥驱动还应考虑最大加速时的负荷增加量； -轮胎与地面之间的附着系数，； -轮胎的滚动半径，； 主减速器从动齿轮节圆直径，。3.6.2轮齿的弯曲强的计算汽车主减速器主动齿轮与从动齿轮轮齿的计算曲应力为 （3.10）式中： 齿轮的计算转矩，；对于从动齿轮，按、两者之间的较小者计算，对于主动齿轮需要将上述转矩换到主动齿轮上； 超载系数，见式（3.3）下的说明； 尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮齿数与热处理等有关。当端面模数， 载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承形式时，；当一个齿轮用骑马式支承时。支承刚度大时取小值； 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取； 计算齿轮的齿面宽度； 计算齿轮的齿数； 端面模数； 计算弯曲应力用的综合系数，（查表语汽车工程手册4-9-32得）； 按、中的较小值计算时，汽车主减速器齿轮的许用弯曲应力为（按不超过材料强度极限的75%）。计算弯曲应力，因此齿轮的弯曲强度合格。3.6.3主动锥齿轮轮齿的齿面强度的计算主动齿轮与从动齿轮轮齿齿面的计算接触应力为式中： -主动齿轮计算转矩，见式（3.11）下对的说明； -材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取，； -主动齿轮节圆直径，； 、 -见式（3.11）下的说明； -尺寸系数，见式（3.11）下的说明； 表面质量系数，一般情况下，对于制造精确的齿轮可取，； -齿面宽，去齿轮副中的较小值（一般为从动齿轮齿面宽）； -计算接触应力的综合系数，（查表于汽车工程手册4-9-35得）按、中较小者计算时，汽车主减速器齿轮的许用接触应力为。计算接触应力，因此齿轮的接触应力合格。3.7主减速器齿轮的材料及热处理 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。其算坏形式主要有轮齿根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。根据这些情况，对于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，故齿轮表面应有高的硬度；2.轮齿芯部应有适当地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，热处理过后变形小或变形规律易控制，以提高产品质量、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要适应我国的情况。例如，为了节约镍、铬等元素，我国发展了以锰、钒、硼、钛、钼、硅为主的合金机构钢系统。 汽车主减速器用的螺旋锥齿轮以及差速器用的直齿齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。其钢号主要有20CrMnTi、22MnMo、20CrNiMo、20MnVB和20MnTiB等。由于新齿轮润滑不良，为了防止齿轮在运动初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期磨损，圆锥齿轮与双曲面齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及精加工后均予以厚度的磷化处理或镀铜、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。 齿面进行喷丸处理可以提高寿命达25%。对于滑动速度高的齿轮，为提高其耐磨性，可以进行渗硫处理。渗硫处理时的温度低，故而不会引起齿轮变形。渗硫之后摩擦系数可以显著降低，即使润滑条件较差，也会防止之轮胶合、咬死和擦伤等现象的产生。4差速器的设计 汽车在行驶过程中左右轮在同一时间内滚动过的行程常常是不同的。在转弯时为满足运动学的要求，汽车的外侧车轮的形成总比内侧长。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，或左右车轮轮胎气压、负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等因素，一起左右车轮滚动半径不相等，而导致车轮形成不等。在左右车轮形成不等的情况下，如果采用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矛盾，引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。其结果不仅使轮胎过早磨损，无益的消耗功率和燃料以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是使操纵性变坏。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的能力而使稳定性也变坏。为了消除由于左右驱动车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮之间都装有差速器，以保证汽车驱动桥两侧车轮在形成不等时能以不同转速旋转。 差速器用来在两输出轴之间分配转矩，并保证两输出轴有可能 以不同角速度转动。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式、和牙嵌自由轮式等多种形式。4.1差速器结构形式选择4.1.1齿轮式差速器 汽车差速器的结构形式很多，但用得最广泛的是对称式圆锥形性差速器。对称式圆锥行星齿轮差速器具有结构简单、质量较小等优点。它又可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁制式差速器等。 普通锥轮轮式差速器结构简单、工作平稳可靠，所以广泛应用于一般使用条件的汽车启动桥中。图4.1为期示意图，图中为主减速器从动锥齿轮的转速即差速器壳的转速；、分别为左、右驱动车轮的转速及差速器的左、右半周齿轮的角加速度。当汽车在平坦路面上直线行驶时，左、右驱动车轮之间不产生相对运动。在图4.1中以表示行星齿轮轴对行星齿轮的作用力，由于行星志伦在公转的过程中其轮齿推动左右半轴齿轮的轮齿并使得它们一起绕半轴中心线旋转，则左右半轴齿轮给行星齿轮以的反作用。对于对称式圆锥行星齿轮差速器来说，半轴齿轮点节圆半径r相同，故传给左右半轴的转矩亦相等，并均等于，因此汽车在平坦路面上直线行驶时，传给左右驱动车轮点转矩是相等的。4.1.2差速器的锁紧系数与转矩分配系数通常采用系数式中： -快转一侧的半轴齿轮上的转矩； -慢转一侧的半轴齿轮上的转矩。 表示两侧驱动车轮的转矩可能相差的最大倍数，因为它也说明了迫使差速器工作所需的转矩大小，即差速器“锁紧”的程度，故被称为差速器的锁紧系数。因，故锁紧系数。差速器的转矩分配特性可用转矩分配系数来表示式中： -差速器壳上的转矩。由于慢转一侧的半轴车轮上的转矩小于差速器壳上的转矩，故。 系数及对汽车性能有直接影响。在汽车设计中是根据汽车的类型、性能要求、延长有关传动零件使用寿命和减少轮胎磨损等方面考虑，锁紧系数的值有不宜过大。主要取决于差速器的结构形式。 普通的圆锥行星齿轮式差速器的锁紧系数，转矩分配系数，故可近似的看成它是将转矩平均分配给左右驱动车轮。这样的分配比列对于在良好路面上行驶的汽车来说是适当的。但当汽车越野行驶或在泥泞、冰雪路面上行驶时，且一侧驱动车轮与地面的附着系数很小时，即使另一侧驱动车轮与路面有良好的附着系数其驱动转矩也不得不随着附着系数小的一侧同地减少，使汽车无法发挥出良好驱动车轮点潜在牵引力，甚至有使车不能前进的危险。当驱动桥装有搞摩擦差速器时，由于搞摩擦差速器具有大的值和值，能使地面附着良好的驱动车桥比附着不良好的驱动车桥有更大的驱动转矩，故通过性就好些。有时锁紧系数过大，例如当采用差速紧锁装置将左、右半轴连成一体时，会使锁紧系数增至，这时，似乎全部转矩会穿到一个半轴上而使其过载，但在一般的情况下，其载荷不应超过该侧驱动车轮与地面的最大附着力。对搞摩擦式自锁差速器来说更是如此，既它不会使半轴有明显过载。4.2差速器齿轮设计4.2.1茶树其齿轮主要参数选择1.行星齿轮数目的选择 轿车通常用2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车多用4个行星齿轮，少数汽车采用3个行星齿轮。本差速器选择4个行星齿轮。2.行星齿轮球面半径的确定圆锥行星齿轮茶树其的结构尺寸，通常取决于行星齿轮背面的球面半径，它就是行星齿轮点安装尺寸，实际上也代表了茶树其圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表示了茶树其的强度。球面半径可按如下的经验公式确定：式中： -行星齿轮球面半径系数，,对于有4个行星齿轮的轿车各公路载货汽车取小值； -计算转矩，取式3.3、式3.4计算值较小者, 差数器行星齿轮球面半径确定以后，可以根据下式预选其节锥距3.行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮齿数尽量少，但一般不应少于10。半轴齿轮的齿数采用。大多数汽车的半轴齿轮于行星齿轮的齿数比在之间。在任何圆锥行星齿轮差速器中，左、右两半轴齿轮齿数之和，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。即应满足安装条件为式中： -左、右半轴齿轮带齿数，对于对称式圆锥行星齿轮差速器来说；、 -行星齿轮数目； 任意整数。取,。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 、 (4.6) (4.7)式中： -分别为行星齿轮和半轴齿轮齿数。在按下式初步求出圆锥齿轮的大端断面模数式中： - 已在前面初步确定。去近似值，节预圆直径即可根据齿数及模数由下式求得根据前面初步确定的模数和齿数求得，。5.压力角汽车差速器齿轮过去都选用压力角，这是齿高系数为1，而最少齿数为13。目前大都选用的压力角，齿高系数为。，最少齿数可减少到10，并且在小齿轮齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半周齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最少齿数比压力角为的少，故可用较大的模数以提高齿轮的强度。某些重型汽车和矿用汽车的差速器也采用压力角。6.行星齿轮的安装孔径及其深度 (4.10)式中： - 差速器传递的转矩，为计算转矩，取式（3.3）（3.4）计算值较小者， -行星齿轮数目，； -行星齿轮支承面中点这锥顶的距离，；，为半轴齿轮面宽中点处的直径，而； -支承面的需用挤压应力，取为。行星齿轮安装孔的直径与行星齿轮轴的名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度。故通常取 （4.11）4.2.2差速器直齿锥齿轮强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像朱加速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左、右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才有啮合的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度计算，对疲劳强度不予考虑。汽车差速器齿轮的弯曲应力为 （4.12）式中： - 差速器行星齿轮数目，； - 差速器一个行星齿轮给与一个半轴齿轮的转矩，其计算式为，； - 半轴齿轮齿数，； - 计算汽车小哈俗气齿轮弯曲应力用的综合系数，取。按、两种计算转矩中较小者计算时，弯曲应力不应大于，故齿轮强度合格。差速器齿轮与主减速器齿轮一样，基本上都是以能够渗碳合金钢制造，目前用于制造差速器齿轮的材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。5驱动车轮传动装置的设计 驱动车轮传动装置的结构形式与驱动桥的结构形式密切相关,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万向节传动装置,且多采用等速万向节;在一般德非断开式驱动桥上,驱动车轮的传动装置就是半轴,半轴将差速器的半轴齿轮和车轮的轮毂连接起来.在装有轮边减速器的驱动桥上,驱动车轮的传动装置还包括轮边减速器,这时半轴将半轴齿轮与轮边减速器的主动齿轮连接起来.5.1半轴形式的选择半轴形式主要取决于半轴的支承形式.普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端支承形式或受力状况的不同而分为全浮式、3/4浮式和全浮式三种。5.1.1 半浮式半轴半浮式半轴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，或以突缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接)。因此，半浮式半轴除传递转矩外，还要承受车轮传来的弯矩。由此可见，半浮式半轴承受的载荷复杂，但它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。用于质量较小、使用条件较好、承载负荷也不大的轿车和轻型载货汽车。5.1.2 3/4浮式半轴3/4浮式半轴的结构特点是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，而半轴则以其端部与轮毂相固定。由于一个轴承的支承刚度较差，因此这种半轴除承受全部转矩外，弯矩得由半轴及半轴套管共同承受，即3/4浮式半轴还得承受部分弯矩，后者的比例大小依轴承的结构型式及其支承刚度、半轴的刚度等因素决定。侧向力引起的弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命。可用于轿车和轻型载货汽车，但未得到推广。5.1.3 全浮式半轴 全浮式半轴的外端与轮毂相联，而轮毂又由一对轴承支承于桥壳的半轴套管上。多采用一对圆锥滚子轴承支承轮毂，且两轴承的圆锥滚子小端应相向安装并有一定的预紧，调好后由锁紧螺母予以锁紧，很少采用球轴承的结构方案。由于车轮所承受的垂向力、纵向力和侧向力以及由它们引起的弯矩都经过轮毂、轮毂轴承传给桥壳，故全浮式半轴在理论上只承受转矩而不承受弯矩。但在实际工作中由于加工和装配精度的影响及桥壳与轴承支承刚度的不足等原因，仍可能使全浮式半轴在实际使用条件下承受一定的弯矩，弯曲应力约为570MPa。具有全浮式半轴的驱动桥的外端结构较复杂，需采用形状复杂且质量及尺寸都较大的轮毂，制造成本较高，故轿车及其他小型汽车不采用这种结构。但由于其工作可靠，故广泛用于轻型以上的各类汽车上。5.2半轴的结构设计及材料热处理 在半轴的机构设计中，为了使花键的内径不至于过多地小于半轴的杆部直径，常常将半轴加工花键的端部设计得粗一些，并且适当地减少花键槽的深度，因此花键齿数必须相应增多，一般为10齿到18齿。半轴的强度，尤其是其花键强度与疲劳极限的关系比与它的强度极限的关系更为密切，交变负荷能使半轴的疲劳强度大为降低，因此提高半轴疲劳强度的方法之一，是使半轴不受弯曲力矩的作用。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径，这对减小应力集中很有效。 对于重型汽车来说，半轴的杆部直径较粗，外端凸缘也较大，这时当无较大锻造设备时，可以不要凸缘而采用两端都是花键式的。这时为了简化工艺，可将两端花键的尺寸参数选为相同的。在现代汽车的半轴，广泛采用渐开线花键，但也有采用矩形或梯形花键的。 半轴多采用含铬的中碳合金如40Cr、40CrMnMo、40CrMnSi、40CrMoA、35CrMnSi、35CrMnTi等制造。40MnB是我国的新钢种，作为半轴材料效果很好，过去半轴都采用调质处理，调质后要求杆部硬度HB388444（突缘部分可降至HB248）。近些年来多采用高频、中频感应淬火，使半轴表面淬硬达HRC5263，硬化层约为半径的1/3，心部硬度为HRC3035;不淬火区（突缘等）的硬度可在HB248降至HB277的范围。由于硬化层的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余应力，以及采用喷丸处理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等工艺，使半轴的静强度尤其是疲劳强度大为提高。由于采用这些先进工艺，采用40或45号中碳钢的半轴也日益增多。 为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径，常将加工花键的杆部做得粗些，并适当地减小花键槽的深度，相应地增加花键齿数，通常取10齿（轿车半轴）至18齿（货车、越野汽车半轴）。多采用渐开线花键，也有采用矩形或梯形花键的。5.3全浮式半轴的设计计算半轴的主要尺寸是它的直径，在设计时首先可根据对使用条件和载荷工况相同或相近的同类汽车同型式半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较适合的半轴半径，然后对它进行强度核算。5.3.1全浮式半轴杆部直径的初选在设计时，全浮式半轴杆部直径可按下式初选： （5.1）式中： - 半轴的杆部直径，； - 半轴的计算转矩，按发动机最大转矩和传动系最低档传动比计算时； - 半轴扭转许用应力，。5.3.2半轴的强度计算全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩可由于式求得 （5.2） 式中： - 半轴的扭转应力，； - 半轴的计算转矩，； - 半轴杆部直径，； - 半轴扭转的许用应力，可取。经验算，符合强度要求。5.4轮边减速器的设计矿山、水利及其他大型工程等所有的重型汽车，工程和军事上用的重型牵引越野汽车及大型公共汽车等，要求有高的动力性，而车速可相对较低，因此其传动系的低档总传动比都很大，在重型载货车、越野汽车或大型客车上，当要求有较大的主传动比和较大的离地间隙时，往往将双级主减速器中的大二级减速齿轮机构制成同样的两套，分别安装在两侧驱动车轮的近旁，称为轮边减速器，而第一级即称为主减速器。5.4.1轮边减速器结构方案确定按齿轮及其布置型式，轮边减速器有行星齿轮式和普通圆柱齿轮式两种类型。行星齿轮式轮边减速器多以单排圆柱行星齿轮的布置型出现，如图5.1所示，故又称为单排圆柱行星齿轮式轮边减速器。单排圆柱行星齿轮式轮边减速器的传动比，可按行星齿轮机构一般运动规律的特性方程，并根据在该行星机构中何为主动见、何为从动件和固定件而求出。(a) 太阳轮为主动件，齿圈为从动件，行星齿轮架固定时： （5.3）(b)太阳轮为主动件，行星齿轮架为从动件，齿圈为固定时： （5.4）(c)齿圈为主动件，行星齿轮架为从动件，太阳轮为固定时： （5.5）以上三个公式中 和 分别为太阳轮和齿圈的转速及齿数；行星齿轮架的转速。 本次设计选用第二种方案，即太阳轮为主动件，行星齿轮架为从动件，齿圈为固定件。5.5轮边减速器齿轮主要参数的确定5.5.1齿数及行星齿轮数应满足的条件 行星传动中，见图3.1，齿轮的齿数及行星轮数应满足下列条件：1传动比条件保证实现给定的传动比2同心条件保证中心论和行星架轴线重合条件下得正确啮合，为了各对啮合齿轮间的中心距必须相等。当中心论和行星架轴线重合，就要求外啮合齿轮的中心距等于内啮合齿轮的中心距，即此时同心条件为 (5.6) 对于非变位或高度变位传动，即 由此得 或 (5.7)式（5.6）表明，为保证同心条件，两中心轮的齿数必须同时为偶数或奇数，否则行星齿轮齿数，不可能为整数。对于角度变为传动，应为 (5.8)式中： - 中心轮与行星轮的啮合角； - 中心轮与行星轮的啮合角； 设计时，外啮合适合用大啮合角，通常取；内啮合由于接触齿面当量曲率半径较大，且内齿轮齿根弯曲强度较高，故啮合角可降低些，通常取3装配条件 保证各行星齿轮能均布地安装于两中心齿轮之间。为此，各轮齿数与行星轮个数必须满足装配条件，否则，当第一个行星齿轮装入啮合位置后，其他几个行星轮装不进去。4邻接条件 保证相邻两行星轮地齿顶不相碰，即 (5.9) 式中： - 行星齿轮的齿顶圆直径行星齿轮顶间的最小间隙取决于制造精度，一般可取为，取。当计算结果不满足邻接条件时，可减少行星轮数目或增加中心齿轮数 5.5.2配齿方法 设计行星传动，齿数及行星轮数的确定除满足上述四个条件外，还需满足其他一些附加条件。例如，高速重载的行星传动，为了工作平稳，各啮合齿轮的齿数之间，应没有公约数。大于100的质数齿的齿轮尽量少用，因加工时切齿轮的齿数不应是插齿刀或剃齿刀齿数的整数倍。此外，如齿轮的齿面硬度小于，承载能力主要由齿轮的接触强度所决定，其中心轮尽可能选择较多的齿数：对低速，硬齿面的可逆传动，承载能力取决于齿轮弯曲强度，则应选择较少的齿数。 计算法配齿步骤：1.根据表5.1选取适合传动比要求的行星轮数目。取。2.确定太阳轮齿数对于非变位或高度变位传动： (5.10) 根据并适当调整，使等于整数，求出。根据表5.1取，确定，代入式5.11，即3.齿圈齿数 (5.11)即。4.行星齿轮齿数 (5.12)即，取。5.5.3确定变位系数1.太阳轮与行星齿轮传动时未变位、时的中心距 (5.13)中心距变动系数 (5.14)计算中心距并取整数部分 (5.15)啮合角 (5.16)总变位系数 (5.17)总变位系数为，经校核数据介于曲线之间，符合接触强度和弯曲强度。分配变位系数取，。2.当行星齿轮与齿圈传动时其变位中心距中心距变位系数，啮合角总变位系数根据太阳轮与行星齿轮传动时的公式可分别确定为，；校核临界条件 (5.18)经验算所需参数均可用。5.5.4齿轮参数计算1.齿顶圆直径（1）太阳轮 (5.19)经计算（2