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重型 汽车 设计 驱动 总成

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重型自卸汽车设计（驱动桥总成设计）,重型,汽车,设计,驱动,总成

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大学毕业设计（论文）开题报告（学生填表）学院： 车辆与动力工程学院 2013 年 4 月 10 日课题名称重型自卸汽车设计（驱动桥设计）学生姓名专业班级课题类型工程设计指导教师职称课题来源结合生产1. 设计（或研究）的依据与意义驱动桥作为汽车四大总成之一， 它的性能的好坏直接影响整车性能， 而对于载重汽 车显得尤为重要。 当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载重汽车的快速、 重载 的高效率、高效益的需要时，必须要搭配一个高效、可靠的驱动桥。所以采用传动效率 高的单级减速驱动桥已成为未来重载汽车的发展方向。中重型卡车驱动桥主减速器和差速器设计汽车后桥是汽车的主要部件之一， 其基本的功用是增大由传动轴或直接由 变速器传来的转矩，再将转矩分配给左右驱动车轮，并使左右驱动车轮具有汽 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。驱动桥还要承受作用于路面和车架或承载车身之间的 铅垂力、纵向力，横向力及其力矩。其质量，性能的好坏直接影响整车的安全 性，经济性、舒适性、可靠性。 目前国内重型车桥生产企业也主要集中在中信车桥厂、东风襄樊车桥公 司、济南桥箱厂、汉德车桥公司、重庆红岩桥厂和安凯车桥厂几家企业。这些 企业几乎占到国内卡车桥 90%以上的市场。设计驱动桥时应当满足如下基本要求： 1）选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性 和燃油经济性。 2）外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。 3）齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。2. 国内外同类设计（或同类研究）的概况综述1国内外研究现状、发展动态 重型车桥的发展趋势 1）结构趋势 随着中国公路建设水平的不断提高，公路运输车辆正向大吨位、多轴化、大马力方向发展， 使得重型车桥总成也向传动效率高的单级减速方向发展。单级驱动桥结构简单，机械传动效 率高，易损件少，可靠性高。由于单级桥传动链减少，摩擦阻力小，比双级桥省油，噪声也 小。过去，单级桥因为桥包尺寸大，离地间隙小，导致通过性较差，应用范围相对较小，但 是现在公路状况已经得到了显著改善， 重型汽车使用条件对通过性的要求降低。 这种情况下， 单级桥的劣势得以忽略，而其优势不断突出，所以在公路运输中的应用范围肯定越来越广。 目前我国卡车中，双级减速桥的应用比例还在 60%左右。如我国重卡大量使用的斯太尔驱 动桥属于典型的双级减速桥，其二级减速的结构，主减速器总成相对较小，桥包尺寸减小， 因此离地间隙加大，通过性好，承载能力也较大,是广泛用于公路运输，以及石油、工矿、林 业、野外作业和部队等多种领域的车辆。但双级减速桥的缺点也比较明显：传动效率相对较 低，油耗高；长途运输容易导致汽车轮毂发热，散热效果差，为了防止过热发生爆胎，不得 不增加喷淋装置；结构相对复杂，产品价格高。因此，在欧美重型汽车中采用该结构的车桥 产品呈下降趋势，日本采用该结构的产品更少。我国双级桥使用比例下降也是必然的，未来 双级减速桥将主要在工程用车领域发挥作用。有专家预测，今后几年内，重型车桥将会形成 以下产品格局：公路运输以 10t 及以上单级减速驱动桥、承载轴为主；工程、港口等用车以 10t 级以上双级减速驱动桥为主。 2）技术趋势 业内专家认为，总体而言，现在重型汽车有向节能、环保、舒适等方面发展的趋势，要求 重型车桥要轻量化、大扭矩、低噪声、宽速比、寿命长和低生产成本。 从国际趋势看，车桥向轻量化发展是必然，因为向轻量化发展，材料节省，可以降低成本。 在噪声方面，国内重型车桥跟国外的差距较大，今后需要在这方面有所改进。造成车桥噪声 的主要因素在于齿轮精度不够，所以，车桥齿轮要向高强度、高精度方向发展。齿轮的高强 度化制造技术关键在于：高强度齿轮钢的开发和齿轮强化技术的应用。齿轮的高精度制造技 术包括合理选材、高精度淬火技术和从动齿轮压力淬火技术。 汽车行业的飞速发展， 带动了整个国内汽车零部件企业的向前推进。2. 就目前车桥行业的发 展趋势而言，呈现出以下主要特点： 1）由于整车的市场集中度增加，目前国内车桥行业趋向于技术上强强联手，共谋发展； 2）由于近几年国家对汽车零部件行业出台相应的政策，以扶持其走向正轨，所以整体来看车 桥行业布局已大体完成； 3）外资不断投入，国内车桥企业亟待技术上的独立； 4）大吨位、多轴化、大马力、节能、环保、舒适等方面发展的趋势，要求重型车桥要轻量化、 大扭矩、低噪声、宽速比、寿命长和低生产成本。 5）零部件企业与整机企业同步设计、开发，系统集成、模块化供货。3. 课题设计（或研究）的内容完成重型自卸汽车的驱动桥总成设计，完成装配图及若干关键零部件图，总工作量不少于张零号图纸，编写设计说明书，内容不少于12000字，说明书要求计算机打印。至少要完成1张1号图面的机绘图，保证有30学时的计算机上机工作量。阅读不少于15篇的最新文献期刊，编写不少于400字符的中文摘要，并翻译成外文；要有1万字符的外文翻译资料。4. 设计（或研究）方法1.调研、搜集、分析资料，确定并论证方案；2.类比法，参照同类车桥，初选设计基本参数；3.实物参观4.进行驱动桥的方案分析论证，并完成其设计计算；5.计算，校核设计零件6.计算机主要零部件图纸设计5. 实施计划2周 调研、搜集、分析资料，明确具体任务，制定方案，撰写开题报告。2周 完成驱动桥计算、布置草图。4周 完成驱动桥总图及零部件图设计。2周 编写设计说明书和翻译。星期五最后交卷。1周 审核、互审评阅。1周 答辩、评定成绩。指导教师意见指导教师签字： 年 月 日教研室意见教研室主任签字： 年 月 日重型自卸汽车设计（驱动桥总成设计）摘 要驱动桥作为汽车四大总成之一，它的性能的好坏直接影响整车性能，对于重型自卸汽车也很重要。驱动桥位于传动系的末端，它的基本功用是将传动轴或变速器传来的转矩增大并适当减低转速后分配给左、右驱动轮，另外还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。通过提高驱动桥的设计质量和设计水平，以保证汽车良好的动力性、安全性和通过性。 此次重型自卸汽车驱动桥设计主要包括：主减速器、差速器、轮边减速器、车轮传动装置和驱动桥壳进行设计。主减速器采用中央减速器附轮边减速器的形式，且中后桥采用双级贯通式布置形式，国内外多桥驱动的重型自卸汽车大多数采用这种布置形式；本设计主减速器采用了日益广泛应用的双曲面齿轮；差速器设计采用普通对称圆锥行星差速器；车轮传动装置采用全浮式半轴；驱动桥壳采用整体型式；并对驱动桥的相关零件进行了校核。本文驱动桥设计中，利用了CAD绘图软件表达整体装配关系和部分零件图。关键词：驱动桥、主减速器、差速器、半轴、双曲面齿轮THE DESIGN OF HEAVY SELF UNLOADING TRUCK(THE DESIGN OF TRANSAXLE ASSEMBLY) ABSTRACTDrive axle is the one of automobile four important assemblies. Its performance directly influences on the entire automobile，especially for the heavy self unloading truck . Driving axle set at the end of the transmission system. The basic function of driving axle is to increase the torque transported from the transmission shaft or transmission and decrease the speed ,then distribute it to the right、left driving wheel, another function is to bear the vertical force、lengthways force and transversals force between the road surface and the body or the frame. In order to obtain a good power performance, safety and trafficability characteristic, engineers must promote quality and level of designDriving axle design of the heavy self unloading truck mainly contains: main reduction, differential, wheel border reduction, transmitted apparatus of wheel and the housing of driving axle. The main reducer adopts central reduction along with wheel border reduction. And also the design have the same run-through structure between middle transaxle and the rear one with heavy trucks home and abroad that have several transaxles. Hypoid gear, a new type gear is a good choice for the main reducer of heavy self unloading truck. The differential adopted a common, symmetry, taper, planet gear. Transmission apparatus of wheel adopted full floating axle shaft, and the housing of driving axle adopted the whole pattern,and proofread interrelated parts. During the design process, CAD drafting software is used to expresses the wholes to assemble relationship and part drawing by drafting.Key words：driving axle, the main reducer， differential, wheel border reduction, half shaft, hypoid gear II目录第一章 绪 论1 1.1 驱动桥简介1 1.2 驱动桥设计的要求1第二章 驱动桥的结构方案分析3第三章 驱动桥主减速器设计6 3.1 主减速器简介6 3.2 主减速器的结构形式6 3.3 主减速器的齿轮类型6 3.4 主减速器主动齿轮的支承型式7 3.5 主减速器的减速型式8 3.6 主减速器的基本参数选择与设计计算8 3.6.1 主减速比的确定8 3.6.2 主减速器齿轮计算载荷的确定9 3.6.3 主减速器齿轮基本参数选择10 3.6.4 主减速器双曲面锥齿轮设计计算12 3.6.5 主减速器双曲面齿轮的强度计算21 3.7 主减速器齿轮的材料及热处理25 3.8主减速器第一级圆柱齿轮副设计26 3.8.1基本参数设计计算26 3.8.2圆柱齿轮几何参数计算27 3.9轮边减速器设计及计算28 3.9.1轮边减速器方案的确定28 3.9.2轮边减速器各齿轮基本参数的确定28 3.9.3各齿轮几何尺寸计算29第四章 差速器设计31 4.1差速器简介31 4.2 差速器的结构形式的选择31 4.2.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理32 4.2.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构33 4.3差速器齿轮主要参数的选择33 4.4差速器齿轮的几何尺寸计算与强度校核36第五章 驱动车轮的传动装置39 5.1车轮传动装置简介39 5.2半轴的型式和选择39 5.3半轴的设计计算与校核39 5.4半轴的结构设计及材料与热处理41第六章 驱动桥壳设计42 6.1 驱动桥壳简介42 6.2 驱动桥壳的结构型式及选择42 6.3 驱动桥壳强度分析计算43 6.3.1当牵引力或制动力最大时43 6.3.2通过不平路面垂直力最大时44第七章 结论46参考文献47致 谢48附 录A49III第一章 绪 论 1.1 驱动桥简介在科学技术快速发展的今天，随着汽车工业的不断进步，汽车的各项性能指标也在不断提高，作为传动系末端的驱动桥的设计，更要有进一步的改进，以适应市场的需要，促进汽车行业的发展。驱动桥处于动力系的末端。其功用是将传动轴或变速器传来的转矩增大并适当减低转速后分配给左、右驱动轮，承载着汽车的满载荷重及地面经车轮、车架及承载式车身经悬架给予的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩，以及冲击载荷；驱动桥还传递着传动系中的最大转矩，桥壳还承受着反作用力矩。汽车驱动桥结构形式除对汽车的可靠性与耐久性有重要影响外，也对汽车的行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性、机动性和操动稳定性等有直接影响。必须有合理的驱动桥设计，才能满足汽车有良好的汽车动力性、通过性和安全可靠性。 1.2 驱动桥设计的要求驱动桥一般包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件。驱动桥的机构型式虽然各不相同，但在使用中对它们的基本要求却是一致的，驱动桥的基本要求可以归纳为：1、驱动桥主减速器所选择的主减速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。2、驱动桥轮廓尺寸应与汽车的总体布置和要求的驱动桥离地间隙相适应。3、驱动桥在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。4、驱动桥具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩。在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。5、驱动桥的齿轮及其他传动部件工作平稳，噪声小。6、驱动桥与悬架导向机构运动协调。7、驱动桥总成及其他零部件的设计应能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求。8、驱动桥结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修、调整方便。9、随着汽车向采用大功率发动机和轻量化方向的发展以及路面条件的改善，近年来主减速比有减小的趋势，以满足高速行驶的要求56第二章 驱动桥的结构方案分析驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。因此，前者又称为非独立悬架驱动桥，后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构较复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。2.1非断开式驱动桥普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量较大，这是它的一个缺点。驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的型式。在汽车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。在给定速比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，可用双级结构。在双级主减速器中，通常把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳体内，也可以将第二级减速齿轮作为轮边减速器。对于轮边减速器：越野汽车为了提高离地间隙，可以将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方；公共汽车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度，以提高稳定性和乘客上下车的方便，可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方；有些双层公共汽车为了进一步降低车厢地板高度，在采用圆柱齿轮轮边减速器的同时，将主减速器及差速器总成也移到一个驱动车轮的旁边。在少数具有高速发动机的大型公共汽车、多桥驱动汽车和超重型载货汽车上，有时采用蜗轮式主减速器，它不仅具有在质量小、尺寸紧凑的情况下可以得到大的传动比以及工作平滑无声的优点，而且对汽车的总体布置很方便。2.2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。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，它又总是与独立悬挂相匹配，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。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，而汽车簧下部分质量的大小，对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，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轿车及一些越野汽车上，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。2.3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，常采用的有44、66、88等驱动型式。在多桥驱动的情况下，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88汽车来说，这种非贯通式驱动桥就更不适宜，也难于布置了。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，并且各驱动桥不是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的动力，是经分动器并贯通中间桥而传递的。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(如汽车的变型)、制造和维修，都带来方便。本次设计的是64重型矿用自卸汽车的驱动桥，贯通式驱动桥较为适宜。第三章 驱动桥主减速器设计 3.1 主减速器简介主减速器的功用是将传动轴输入的转矩增大并相应降低转速，以及当发动机纵置时具有改变转矩旋转方向的作用。 3.2 主减速器的结构形式主减速器的结构型式，主要是根据其齿轮类型、减速形式以及主动齿轮、从动齿轮的支承形式和主减速器的减速形式的不同而异。 3.3 主减速器的齿轮类型主减速器齿轮主要有弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等型式。图3-1主减速器双曲面锥齿轮传动形式a）弧齿锥齿轮传动b）双曲面齿轮传动c）圆柱齿轮传动d）蜗轮蜗杆传动本次设计采用双曲面锥齿轮(如图3-1b)的主、从动齿轮的轴线相互垂直但不相交。双曲面齿轮有如下优点：（1）由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的大于从动齿轮的，这样同时啮合的齿数较多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约30%。（2）双曲面齿轮传动的主动齿轮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的大，其结果使齿面的接触强度提高。（3）双曲面主动齿轮的变大，则不产生根切的最小齿数可减少，故可选用较少的齿数，有利于增加传动比。（4）双曲面主动齿轮轴布置从动齿轮中心上方，便于实现多轴驱动桥的贯通，增大传动轴的离地高度。布置在从动齿轮中心下方可降低万向传动轴的高度，有利于降低轿车车身高度，有利于降低轿车车身高度，并可减少车身地板中部凸起通道的高度。 3.4 主减速器主动齿轮的支承型式现代汽车主减速器主动锥齿轮的支撑形式有：悬臂式（如图3-2）和跨置式支承（如图3-3）。悬臂式支撑的结构特点是，在锥齿轮大端一侧有较长的轴，并在其上安装一对圆锥滚子轴承。悬臂式支承的结构特点是在锥齿轮大端一侧有较长的轴，并在其上安装一对圆锥滚子轴承。两轴承的圆锥滚子的大端应朝外，这样可以减小悬臂长度和增加两支承间的距离，以改善支撑刚度。为了尽可能的地增加支承刚度，支承距离应大于2.5倍的悬臂长度。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承轴径比另一轴承的支承轴径大些。3-2 悬臂式 图3-3跨置式跨置式虽然能使支撑刚度提高，但制造加工困难，且本次设计布置不下，故采用悬臂式支承。 3.5 主减速器的减速型式主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。影响减速型式选择的因素有汽车的类型、使用条件、驱动桥处的离地间隙、驱动桥数和布置形式以及主传动比有关，主要取决于影响动力性，经济性等整车性能的主减速比的大小。对于矿用车，需保证足够的离地间隙，所以采用中央减速器附轮边减速器。这种结构在保证具有大传动比的条件下驱动桥中部尺寸较小，离地间隙较大。且因驱动形式为64，为双桥驱动，所以有采用贯通式布置形式。因为驱动桥总传动比不是很大，有采用轮边减速器，故中央第一级传动比取1.0 便于贯通而不用减速。但这种结构复杂，簧下质量增加，成本提高。 3.6 主减速器的基本参数选择与设计计算 3.6.1 主减速比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。i的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比i一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i下的功率平衡来研究i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佳匹配的方法来选择i值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率及其转速的情况下，所选择的i值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。这时i值应按下式来确定： （3-1） =0.377=12.0 式中：车轮的滚动半径，r=0.68m； 变速器最高挡传动比，igh=1；再把对应的np=2400r/n , =52km/h , ,代入（3-1）计算出 i=12.0 3.6.2 主减速器齿轮计算载荷的确定一、按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩ce （3-2）式中：由于猛接合离合器而产生的动载荷系数，=1.0； 发动机的输出的最大转矩，轻型客车在此取1500； k为液力变矩器变矩系数，k=1.0； 是变速器最低档传动比，=12.65 分动器传动比，在此取1； 主减速器传动比，此前已算出=12 变速器传动效率，在此取0.87； 该汽车的驱动桥数目在此取2；代入以上各参数可求=36889二、按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （3-3）式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，为250000N; 汽车最大加速时的后轴转移负荷系数，乘用车=1.2-1.4，在此取=1.1； 轮胎对地面的附着系数，此处取0.6； 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为14.00-24.00、，滚动半径为 0.68m； ，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取0.95，轮边减速器取2.65323； 代入数据算得2500001.10.60.68/(0.952.6323)=44513。三、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩= (3-4)式中：Ga汽车满载时的总质量，在此取640000N； 所牵引的挂车满载时的总质量，但仅用于牵引车的计算； 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为14.00-24.00、，滚动半径为 0.68m； 道路的滚动阻力系数，在此取0.02； 汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，在此取0.1 汽车的性能系数，在此取0 ， n见式（3-2），（3-3）下的说明代入数据计算得到=10359。 3.6.3 主减速器齿轮基本参数选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数和，从动锥齿轮大端分度圆直径、端面模数、主从动锥齿轮齿面宽和、中点螺旋角、法向压力角等。一、齿数的选择1、为了磨合均匀，、之间应避免有公约数。2、为了得到理想的齿面重合度和高的齿轮弯曲强度，主、从齿轮齿数和不应少于40。3、为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于乘用车，一般不少于9；对于商用车，一般不少于6。4、当主传动比较大时，尽量使取得少些，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。根据上述原则选取=8，=37，+=4540 符合要求。则=4.625二、节圆直径的选择可根据从动锥齿轮的计算转矩（式3-2、式3-3中较小的一个为计算依据）按经验计算公式选出： （3-5）=（1316）=432.75532.622 取492.1式中：从动锥齿轮的节圆直径； 直径系数，一般为=1316，取=15； 计算转矩，；已由（3-2）、式（3-3）求得，并取其中较小者=min, =36889。三、齿轮端面模数的选择按式=/=492.1/37=13.3 mm （3-6）校核式为： =/ （3-7）得出=13.3mm式中：计算转矩，见式（3-5）下的说明； 模数系数，=0.30.4。 =13.3mm满足模数系数 =0.30.4故符合要求。由于加工所用的刀盘可以加工切削范围内的任意模数的齿轮，因此所选的模数不一定是标准模数。四、齿面宽的选择锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，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载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。汽车主减速器双曲面齿轮的从动齿面宽（）推荐为： =0.155=0.155492=76.2755 取76 （3-8） 式中 ：从动齿轮节圆直径。一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大10%较为合适，在此取=86五、双曲面齿轮的偏移距 EE值过大将使齿面纵向滑动过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤；E值过小，则不能发挥双曲面齿轮的特点。一般，E=（0.1-0.2）d2=49.21-59.052。根据这一原则取E=55。六、中点螺旋角 螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小，弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选时应考虑它对齿面重合度，轮齿强度和轴向力大小的影响，越大，则也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，应不小于1.25，在1.52.0时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。汽车主减速器弧齿锥齿轮的螺旋角或双曲面齿轮的平均螺旋角为3540。.可根据公式近似地预选主动齿轮的螺旋角：=25+5+90E/d2=45.8118七、螺旋方向 主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为右旋，从锥顶看为顺时针运动，这样从动锥齿轮为左旋，从锥顶看为逆时针，驱动汽车前进。八、法向压力角法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数，也可以使齿轮运转平稳，噪音低。对于乘用车双曲面齿轮，由于其从动齿轮轮齿两侧的法向压力角相等，而主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不相等，故平均压力角一般选用21。九、铣刀盘名义半径的选择刀盘的名义半径是指通过被切齿轮齿间中点的假象同心圆的直径，为了减少刀盘规格，刀盘名义半径已标准化，并规定每一种名义半径的刀盘可加工一定尺寸范围的双曲面齿轮。按从动齿轮节圆直径在的表3-14中选取刀盘名义半径=266.7。 3.6.4 主减速器双曲面锥齿轮设计计算主减速器的双曲面齿轮的几何尺寸计算步骤按表3-1来计算。表3-1 双曲面齿轮的几何尺寸计算用表序号计 算 公 式注释（1）8小齿轮齿数（2）37大齿轮齿数（3）0.216216216（4）=76大齿轮齿面宽（5）E=55偏心距（6）=492.1大齿轮分度圆直径（7）266.7刀盘名义半径（8）45.8118小齿轮螺旋角的预选值（9）1.0287（10） 0.25946（11）0.96575（12）209.3515大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径（13）0.2537（14）0.9673（15）1.22826（16）45.265（17）55.597小齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径（18）1.14齿轮收缩系数（19）862.47（20）0.06377（21）1.0040666（22）0.063512（23）3.6414（24）0.24585（25）0.2536345（26）0.2504（27）0.97（28）0.2534536（29）0.96735（30）1.02942（31）-0.00018228（32） -0.000394123（33）0.24585（34）0.253635（35）0.2504（36）14.0574小齿轮节锥角（37）0.97（38）0.2534536（39）14.22233（40）0.96935（41）1.02081（42）45.59小齿轮中点螺旋角（43）0.6998（44）31.36767大齿轮中点螺旋角（45）0.853845（46）0.60963（47）0.258336（48）75.0286大齿轮节锥角（49）0.966（50）0.258336（51）57.231433（52）810.384538（53）867.616（54）185.04527（55）159.946（56）0.0581655（57）3.33（58）0.998313（59）0.0000732688（60）0.0000437563（61）29597.25076（62）0.000848（63）0.000965（64）426.0822（65）426.8022（66）0.9635（67）左0.055856；右0.78783784（68）左202.92556；右0.242888（69）1.024144（70）55.28556（71） 1.2大齿轮节锥顶点到小齿轮轴线的距离。正号（+）表示该节锥顶点超过了小齿轮轴线，负号（-）表示该节锥顶点在小齿轮轴线与大齿轮轮体之间。（72）216.72在节平面内大齿轮齿面宽中点锥距（73）254.71大齿轮节锥距（74）38（75）17.8754大齿轮在齿面宽中点处的齿工作高。齿深系数，k=4.0（76）（12）*（46）/（7）=0.47854（77）（49）/（45）-（76）=0.6258（78）45*pi/180 =0.6632 轮齿两侧压力角总和（79）sin(78)=0.707107（80）（78）/2.0=22.5（81）0.923879（82）0.414214（83）1.576（84）449.8双重收缩齿齿根角的总和（85）0.15大齿轮齿顶高系数（86）1.0（87）2.68131大齿轮在齿面宽中点处齿顶高（88）17.9254大齿轮在齿面宽中点处齿根高（89）67.47大齿轮齿顶角（90）0.019625（91）382.33大齿轮齿根角（92）0.111（93）3.42706大齿轮的齿顶高（94）22.1434大齿轮的齿根高（95）2.73131径向间隙为大齿轮在齿面宽中点处的工作齿高的15%再加上0.05（96）25.57大齿轮的齿全高（97）22.83869大齿轮的齿工作高（98）76.1531大齿轮的面锥角（99）0.971（100）0.23923（101）68.6564大齿轮的根锥角（102）0.931414748（103）0.3639566（104）0.39076（105）493.87大齿轮外圆直径（106）65.1（107）61.78946大齿轮外缘到小齿轮轴线的距离（108）1.618764（109）6.5819443（110）-0.418764大齿轮面锥顶点到小齿轮轴线的距离。正号（+）表示该节锥顶点超过了小齿轮轴线，负号（-）表示该节锥顶点在小齿轮轴线与大齿轮轮体之间。（111）7.781大齿轮根锥顶点到小齿轮轴线的距离。正号（+）表示该节锥顶点超过了小齿轮轴线，负号（-）表示该节锥顶点在小齿轮轴线与大齿轮轮体之间。（112）230.955（113）0.238141629（114）0.97123（115）0.2452（116）0.3535（117）20.7小齿轮面锥角（118）0.93544（119）0.37788（120）27.417（121）-14.32小齿轮面锥顶点到大齿轮轴线的距离。正号（+）表示该节锥顶点超过了大齿轮轴线，负号（-）表示该节锥顶点在小齿轮轴线与大齿轮轮体之间。（122）0.013823（123）0.0199；0.9999（124）13.4304；=0.97265（125）6.6426；0.993287（126）0.187617；-0.242888（127）1.028（128）203.576818（129）0.941761（130）39.064（131）236.024小齿轮外缘到大齿轮轴线的距离（132）39.064（133）162.4463大齿轮外缘到小齿轮轴线的距离（134）221.704（135）167.5573小齿轮外圆直径（136）222.97247（137）0.246667（138）14.28（139）0.9691（140）9.71738（141）3.9722（142）0.2318378（143）13.4053小齿轮根锥角（144）0.972754459（145）0.23833（146）0.3145238最小齿侧间隙允许值（147）0.42295最大齿侧间隙允许值（148）0.130625（149）15.6425（150）178.71在节平面内大齿轮内锥距 3.6.5 主减速器双曲面齿轮的强度计算一、齿轮的破坏形式及其影响因素在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。它们的主要特点及影响因素分述如下：1、轮齿折断主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多数从齿根开始，因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。（1）疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，齿轮根部经受交变的弯曲应力。如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限，则首先在齿根处产生初始的裂纹。随着载荷循环次数的增加，裂纹不断扩大，最后导致轮齿部分地或整个地断掉。在开始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处，在载荷作用下由于裂纹断面间的相互摩擦，形成了一个光亮的端面区域，这是疲劳折断的特征，其余断面由于是突然形成的故为粗糙的新断面。（2）过载折断：由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求，或由于偶然性的峰值载荷的冲击，使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围，而引起轮齿的一次性突然折断。此外，由于装配的齿侧间隙调节不当、安装刚度不足、安装位置不对等原因，使轮齿表面接触区位置偏向一端，轮齿受到局部集中载荷时，往往会使一端（经常是大端）沿斜向产生齿端折断。各种形式的过载折断的断面均为粗糙的新断面。为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角尽可能加大，根部及齿面要光洁。2、齿面的点蚀及剥落齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一，约占损坏报废齿轮的70%以上。它主要由于表面接触强度不足而引起的。（1）点蚀：是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。由于接触区产生很大的表面接触应力，常常在节点附近，特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始，形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑，形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀。一般首先产生在几个齿上。在齿轮继续工作时，则扩大凹坑的尺寸及数目，甚至会逐渐使齿面成块剥落，引起噪音和较大的动载荷。在最后阶段轮齿迅速损坏或折断。减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法，为此可增大节圆直径及增大螺旋角，使齿面的曲率半径增大，减小其接触应力。在允许的范围内适当加大齿面宽也是一种办法。（2）齿面剥落：发生在渗碳等表面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽方向分布的较点蚀更深的凹坑。凹坑壁从齿表面陡直地陷下。造成齿面剥落的主要原因是表面层强度不够。例如渗碳齿轮表面层太薄、心部硬度不够等都会引起齿面剥落。当渗碳齿轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时，则一部分渗碳层齿面形成的硬皮也将从齿轮心部剥落下来。3、齿面胶合在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、油膜破坏形成金属齿表面的直接摩擦时，因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。它多出现在齿顶附近，在与节锥齿线的垂直方向产生撕裂或擦伤痕迹。轮齿的胶合强度是按齿面接触点的临界温度而定，减小胶合现象的方法是改善润滑条件等。4、齿面磨损这是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。规定范围内的正常磨损是允许的。研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒、装配中带入的杂物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不洁物所造成的不正常磨损，应予避免。汽车主减速器及差速器齿轮在新车跑合期及长期使用中按规定里程更换规定的润滑油并进行清洗是防止不正常磨损的有效方法。汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。在要求使用寿命为20万千米或以上时，其循环次数均以超过材料的耐久疲劳次数。因此，驱动桥齿轮的许用弯曲应力不超过210.9Nmm.实践表明，主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷（即平均计算转矩）有关，而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。汽车驱动桥的最大输出转矩Tec和最大附着转矩Tcs并不是使用中的持续载荷，强度计算时只能用它来验算最大应力，不能作为疲劳损坏的依据。二、主减速器双曲面齿轮的强度计算1、单位齿长的圆周力 P= （3-9）式中：P单位齿长上的圆周力，； F作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩和最大附着系数两种工况进行计算； b从动齿轮的齿面宽，b=76。按发动机最大转矩计算时： （3-10）式中：发动机最大转矩1500； 变速器传动比，常取挡及直接挡进行计算； 主动齿轮分度圆直径，=106.4。许用单位齿长上的圆周力p由汽车车桥设计表3-32查的p=1789，则 p p，符合设计要求。一档 =1672.88p=1789直接档 =161.38p=2502、轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器的双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力（）为 （3-11） 式中：齿轮的计算转矩，=min, 和，主动齿轮需要将计算转矩换算到主动齿轮上。 超载系数，一般取为1.0； 尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理有关。当端面模数=51.6 时，=载荷分配系数，=1.11.2 =1.1；质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取=1；计算齿轮的齿面宽，为76；Z计算齿轮的齿数，；m端面模数，J计算弯曲应力的综合系数，见图3-111图3-116，查取J=0.268。= =517.87900 MPa 按、中较小者计算时，汽车主减速器齿轮的许用弯曲应力为900；代入数据算得=517.87900，符合强度要求。= =145.425210 MPa 按中较小者计算时，汽车主减速器齿轮的许用弯曲应力为210；代入数据算得=145.524210，符合强度要求。3、轮齿的接触强度计算双曲面齿轮的计算接触应力（）为 = （3-12）式中：主动齿轮计算转矩，7976 NM 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6； 主动齿轮节圆直径，； 、前边已说明； 尺寸系数，它考虑了齿轮对其淬火性的影响，取=0.85； 表面质量系数；对于制造精确的齿轮可取=1； 齿面宽，76； J计算接触应力的综合系数，可由图3-119图3-131查取J =0.28。= =1830.895=2800 符合强度要求。 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，与传动系其它齿轮相比它具有载荷作用时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。据此对驱动桥主减速器齿轮的材料及热处理有以下要求：1、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，故而齿表面应有高的硬度。2、轮齿芯部应有适当的韧性，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性易控制，以提高产品质量、减少制造成本并降低废品率。4、选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况，齿轮的材料目前多采用渗碳合金钢常用的钢号有20CrMnTi、22CrMnMo、20CrNiMo和20MnVB等。本方案采用钢号为20CrMnTi的渗碳合金钢，使其经过渗碳，淬火，回火处理。渗碳深度为：1.0-1.4mm。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，而心部硬度较低。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）后均予以厚度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。对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性，可以进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可以显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。 3.8主减速器第一级圆柱齿轮副设计 3.8.1基本参数设计计算一、中心距及齿宽根据参考文献可知，双级主减速器和普通圆柱式轮边减速器的圆柱齿轮副中心距A及齿宽b可按如下经验公式预选： A（10.5111.92） mm （3-13） B（0.380.41）A mm （3-14）式中：该圆柱齿轮主动齿轮的计算转矩，Nm=8538.75 Nm故，A（10.5111.92） =214.816243.635 mm取A=240，又B（0.380.41）A=（0.380.41）240=91.298.4 mm取b=92 令mm 则mm二、确定模数根据经验公式：=（0.0160.035）A=（0.0160.035）240 =3.848.4 （3-15） 因为设计车的吨位比较大，在此取=8.0三、确定螺旋角及齿数斜齿圆柱齿轮的螺旋角值，可选择在1620范围内。初选在18取=28 则=28精求螺旋角：则=21.04四、压力角和齿顶高系数国家规定的标准压力角为20，故本次设计选用20.也可按国家规定选取齿顶高系数为1.0. 3.8.2圆柱齿轮几何参数计算表3-2 斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1齿数均为282法面模数8mm3法面齿顶高系数14法面顶隙系数0.255螺旋角21.046齿根高10mm7齿顶高8mm8分度圆直径d=z=240mm9齿顶圆直径256mm10齿根圆直径220mm 3.9轮边减速器设计及计算 3.9.1轮边减速器方案的确定选方案：太阳轮为主动轮，行星齿轮架为从动架，齿圈为固定架。这种圆柱行星齿轮式轮边减速器可以在较小尺寸的轮廓条件下获得较大的传动比，且可以布置在轮毂内。用作驱动轮的的太阳轮用花键固定在半轴的外端，齿圈与齿圈座卡在一起，而齿圈座则被固定在半轴套管上不能转动。在太阳轮和齿圈之间分布35个行星轮，后者用一对圆锥滚子轴承支承在用螺栓与轮毂相连的行星齿轮架上。由半轴输给太阳轮的动力，经行星轮、行星轮架传给轮毂使车轮旋转，并且其旋转方向与半轴旋转方向一致，这种方案应用最广泛。 3.9.2轮边减速器各齿轮基本参数的确定一、行星齿轮的个数、齿轮类型、螺旋角如上述，行星齿轮一般为35个，本次设计吨位较大，扭矩较大，所以选用5个行星轮。为了传动平稳，优先选用斜齿圆柱齿轮。汽车用圆柱齿轮螺旋角一般为1620，初选20二、各齿数的确定所选用方案轮边减速器的传动比为： ，式中：为太阳轮的转速和齿数，为行星齿轮架转速，为齿圈齿数，由=2.65323，并结合相关文献，可以确定三者的齿数：三、中心距及齿宽的确定根据参考文献可知：该方案太阳轮与行星轮的中心距A，及它们的齿宽可按如下经验公 A（6.077.94） mm （3-16） （0.610.96）A mm （3-17） （0.550.87）A mm （3-18）式中：作用在太阳轮上的计算转矩，即为半轴上的计算载荷为43880 Nm N行星齿轮数目，为5 A太阳轮与行星轮之间的中心距，mm ，分别为太阳轮和行星轮的齿宽，mm所以有：A（6.077.94）=125.2163.777 取A=160mm （0.610.96）A = 91.6153.6 取=120mm（0.550.87）A =88139.2 取=110mm四、端面模数及压力角A=160 其中，=20，分别为太阳轮及行星轮的齿数，如前述；计算得=4.923mm， 取标准值=5mm对于商用车，为例提高齿轮的承载能力，应选用22.5或25等大一些的压力角。但实际上，因国家规定的压力角为20，故普遍采用20 3.9.3各齿轮几何尺寸计算表3-3轮边加速器齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1齿数2法面模数5 mm3齿顶高系数14齿顶隙系数0.255螺旋角206齿根高6.25 mm7齿顶高5 mm8分度圆直径d=z=9齿顶圆直径10齿根圆直径第四章 差速器设计 4.1差速器简介汽车在行使过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；左右两轮接触的路面条件不同，行使阻力不等等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行使或直线行使，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。差速器是个差速传动机构，用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑。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。 4.2 差速器的结构形式的选择汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。它可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器。普通齿轮式差速器的传动机构为齿轮式。齿轮差速器要圆锥齿轮式和圆柱齿轮式两种。强制锁止式差速器就是在对称式锥齿轮差速器上设置差速锁。当一侧驱动轮滑转时，可利用差速锁使差速器不起差速作用。差速锁在军用汽车上应用较广。本设计差速器结构形式选择对称式圆锥行星齿轮差速器。普通的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(少数汽车采用3个行星齿轮，小型、微型汽车多采用2个行星齿轮)，行星齿轮轴(不少装4个行星齿轮的差速器采用十字轴结构)，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上有些越野汽车也采用了这种结构，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。例如加进摩擦元件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置差速锁等。 4.2.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图4-1 差速器差速原理如图4-1所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳3与行星齿轮轴5连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮6固连在一起，固为主动件，设其角速度为；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为和。A、B两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。行星齿轮的中心点为C，A、B、C三点到差速器旋转轴线的距离均为。 当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径上的A、B、C三点的圆周速度都相等（图4-1），其值为。于是=，即差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度自转时，啮合点A的圆周速度为=+，啮合点B的圆周速度为=-。于是+=（+）+(-)即 + =2 （4-1） 若角速度以每分钟转数表示，则 （4-2）式（4-2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。有式（4-2）还可以得知：当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时），若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。 4.2.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构普通的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。如图4-2所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。图4-2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳 4.3差速器齿轮主要参数的选择由于差速器是安装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速器尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮刀向轴承支座的限制。 4.3.1行星齿轮数目的选择大多数汽车多采用四个行星轮，本次设计采用四个行星齿轮。 4.3.2行星齿轮球面半径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，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距，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： （4-3）=3=99.8866式中：行星齿轮球面半径系数，=2.53，对于有4个行星齿轮的轿车客车和公路载货汽车取小值；对于有2个行星齿轮的轿车以及矿用汽车取大值，本设计取3 计算转矩，取的较小值，。 确定后，根据下式预选其节锥距： （4-4）=97.8799.877 取99mm 4.3.3行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了得到较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量小，但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用1415。半轴齿轮与行星齿轮比多在1.52范围内。根据这一原则，选择行星齿轮齿数为，半轴齿轮齿数为。在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右半轴齿轮的齿数、之和，必须能被行星齿轮数目n所整除，否则不能安装，即应满足：整数 （4-5） 满足要求。 4.3.4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、： （4-6） 式中、为行星齿轮和半轴齿轮的齿数。再根据下式初步求出圆锥齿轮的端面模数： （4-7）= 则取9节圆直径d由下式求得： （4-8）则 4.3.5压力角目前汽车差速器齿轮压力较大都选用的压力角。 4.3.6行星齿轮轴直径及支承长度L的确定行星齿轮安装孔直径与行星齿轮轴名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支撑长度L。通常取 （4-9）=41 （4-10）式中： 差速器壳传递的转矩，； n行星齿轮数； 支撑面的许用挤压应力，取为69。 4.4差速器齿轮的几何尺寸计算与强度校核 4.4.1差速器齿轮的几何尺寸计算表4-1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表序号计算公式注释110行星齿轮齿数220半轴齿轮齿数39模数429.5齿面宽514.4齿工作高6=16.143齿全高7压力角890轴交角990;180节圆直径1027；63节锥角1199.121节锥距1228.2744周节139.6975;4.7025齿顶高146.3945；9.6015齿根高151.743径向间隙163.7；5.54齿根角1732.54；66.7面锥角1823.3；57.46根锥角19107.281； 184.27外圆直径2085.597；40.81节锥顶点至齿轮外缘距离210.25齿侧间隙 4.4.2差速器锥齿轮强度计算差速器齿轮的工作情况与主减速器齿轮不同，一是差速器的齿轮尺寸较小而承受的载荷较大；二是差速器齿轮并非经常处于啮合状态，只有在左右两车轮转速不同时，行星齿轮才有自转运动，行星齿轮和半轴齿轮才有啮合运动，否则行星齿轮只起等臂推力杆的作用。因此，对差速器齿轮主要进行弯曲强度计算。弯曲应力按下式计算： （4-11） = =967式中：差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，； Nm； （4-12） 计算转矩，按、两种计算转矩中心的较小者进行计算； 差速器心齿轮数目=4； 半轴齿轮分度圆直径=180； 半轴齿轮的模数=4； 计算汽车差速器轮齿弯曲应力的综合系数，由汽车车桥设计图4-9图4-11查取J=0.228。 =967 =980弯曲应力不大于980，根据计算结果可知，设计符合要求。 第五章 驱动车轮的传动装置 5.1车轮传动装置简介驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，基本功用是将转矩由差速器半轴齿轮传给驱动车轮。在断开式驱动桥和转向驱动桥中，其车轮传动装置主要包括半轴和万向传动装置。在非断开式驱动桥中，车轮传动装置的主要零件是半轴。 5.2半轴的型式和选择普通整体式驱动桥的半轴，根据其外端的支撑型式或受力状况的不同而分为三种型式：半浮式、3/4浮式和全浮式。根据轻型客车的结构特点选择其半轴的型式为全浮式半轴，全浮式半轴的特点是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。理论上说，半轴只承受转矩，作用于驱动轮上的其它反力和弯矩全由壳来承受。但由于桥壳变形、轮毂与差速器半轴齿轮不同心、半轴法向平面对其轴线不垂直等因素，会引起半轴的弯曲变形，由此引起的弯曲应力一般为570。全浮式半轴其工作可靠，广泛应用于各类汽车。 5.3半轴的设计计算与校核如前所述本方案采用全浮式半轴其设计过程如下： 5.3.1半轴的计算转矩；全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩可有T=求得，其中，的计算可根据以下方法计算，并取两者中的较小者：按最大附着力计算，即 = （5-1）式中：轮胎与地面的附着系数 取0.6 汽车加速或减速时的质量转移系数，可取1.11.2，在此取1.1根据上式：=82500 N按发动机最大转矩计算，即 = （5-2）式中：差速器的转矩分配系数，对于普通圆锥行星齿轮差速器取0.6 发动机最大转矩，Nm 汽车的传动效率，可取0.87 i最低档传动比 轮胎的滚动半径，m n驱动桥数 为2 根据上式则有：=127796 N比较取小值 =82500 N 5.3.2全浮式半轴杆部直径的初选全浮式半轴杆部直径的初选可按下式进行 d=（2.052.18） （5-3）根据上式d=（2.052.18）=89.2494.9 初选90mm 5.3.3全浮式半轴的强度计算验算其扭转应力： = MPa （5-4）式中：T半轴的计算转矩，Nm d半轴杆部的直径，mm根据上式：=505.87MPa（490588）MPa 所以满足要求 5.4半轴的结构设计及材料与热处理为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径，常常将加工花键的端部做得粗些，并适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增加，通常取10齿(轿车半轴)至18齿(载货汽车半轴)。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以减小应力集中。重型车半轴的杆部较粗，外端突缘也很大，当无较大锻造设备时可采用两端均为花键联接的结构，且取相同花键参数以简化工艺。在现代汽车半轴上，渐开线花键用得较广，但也有采用矩形或梯形花键的。本设计采用的是矩形花键。半轴多采用含铬的中碳合金钢制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi等。40MnB是我国研制出的新钢种，作为半轴材料效果很好。半轴的热处理过去都采用调质处理的方法，调质后要求杆部硬度为HB388444(突缘部分可降至HB248)。近年来采用高频、中频感应淬火的日益增多。这种处理方法使半轴表面淬硬达HRC5263，硬化层深约为其半径的13，心部硬度可定为HRC3035；不淬火区(突缘等)的硬度可定在HB248277范围内。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，以及采用喷丸处理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等工艺，使半轴的静强度和疲劳强度大为提高，尤其是疲劳强度提高得十分显著。由于这些先进工艺的采用，不用合金钢而采用中碳(40号、45号)钢的半轴也日益增多。综合考虑本次设计采用40Mn。第六章 驱动桥壳设计 6.1 驱动桥壳简介驱动桥壳的主要功用是支承汽车质量，并承受有车轮传来的路面反力和反力矩，并经悬架传给车身，它同时又是主减速器，差速器和半轴的装配体。驱动桥壳应满足如下设计要求：（1） 应具有足够的强度和刚度，以保证主减速器齿轮啮合正常，并不使半轴产生附加弯曲应力；（2） 在保证强度和刚度的情况下，尽量减小质量以提高行驶的平顺性；（3） 保证足够的离地间隙；（4） 结构工艺性好，成本低；（5） 保护装于其中的传动系统部件和防止泥水浸入；（6） 拆装，调整，维修方便。 6.2 驱动桥壳的结构型式及选择桥壳的结构型式大致分为：1、可分式桥壳可分式桥壳的整个桥壳由一个垂直接合面分为左右两部分，每一部分均由一个铸件壳体和一个压入其外端的半轴套管组成。半轴套管与壳体用铆钉联接。在装配主减速器及差速器后左右两半桥壳是通过在中央接合面处的一圈螺栓联成一个整体。其特点是桥壳制造工艺简单、主减速器轴承支承刚度好。但对主减速器的装配、调整及维修都很不方便，桥壳的强度和刚度也比较低。过去这种所谓两段可分式桥壳见于轻型汽车，由于上述缺点现已很少采用。2、整体式桥壳整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一整体的空心粱，其强度及刚度都比较好。且桥壳与主减速器壳分作两体，主减速器齿轮及差速器均装在独立的主减速壳里，构成单独的总成，调整好以后再由桥壳中部前面装入桥壳内，并与桥壳用螺栓固定在一起。使主减速器和差速器的拆装、调整、维修、保养等都十分方便。整体式桥壳按其制造工艺的不同又可分为铸造整体式、钢板冲压焊接式和钢管扩张成形式三种。本次设计根据车的特点，选择整体式驱动桥壳。 6.3 驱动桥壳强度分析计算驱动桥可以视力为一个空心梁，它的支点位于轮胎中心，载荷作用于钢板弹簧座上。驱动桥的受力图如图6-1所示。 6.3.1当牵引力或制动力最大时此种情况下，桥壳的危险断面在钢板弹簧座附近。在垂直平面内，桥壳钢板弹簧座（悬架）处的弯矩为： （6-1）=64375式中：侧驱动轮带轮毂及制动器总成的质量； 驱动壳的轮距，m； 后驱动桥两悬架支撑点间的距离，取。桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座附近。通常由于远小于，且设计时不易准确预计，当无数据时可以忽略不计。如6-1驱动桥受力简图在水平面内，由牵引力产生的弯矩为： （6-2）=28912.197式中：发动机的输出的最大转矩，为1500 ； 是变速器1档传动比，=12.65； 是主减速器的传动比，=4,625； 传动系的传动效率，取=0.87。合成弯矩为： （6-3）=70569.5 6.3.2通过不平路面垂直力最大时汽车通过不平路面时，桥壳受到最大垂直动载荷。此时，危险断面在钢板弹簧座附近，其弯曲力矩为： （6-4）=109375式中：动载荷系数，乘用车=1.75； 、见上式（6-1）下说明。第七章 结论本课题设计的重型自卸车驱动桥，采用非断开式驱动桥，由于结构简单、制造工艺性好、主减速器造价低廉、工作可靠稳定；但是，同断开式车桥相比，非断开式车桥属于簧下质量，使得汽车的平顺性受到影响。设计介绍了贯通式桥驱动的结构形式和工作原理，计算了轮间和轴间差速器、轮边减速器、主减速器一级传动齿轮副、主减速器以及半轴的结构尺寸，进行了强度校核，并绘制了有关零件图和装配图。本驱动桥设计结构合理，符合实际应用，具有很好的动力性和经济性，驱动桥总成及零部件的设计能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求，修理、保养方便，机件工艺性好，制造容易。但此设计过程仍有许多不足，在设计结构尺寸时，有些设计参数是按照以往经验值得出，这样就带来了一定的误差。另外，由于时间问题以及个人能力有限，有的地方做得还不够仔细，有的地方肯定存在一些我未能发现的问题，在此恳请各位老师给予批评指正。参考文献1 王望予.汽车设计.吉林：机械工业出版社，2004.2 陈家瑞.汽车构造. 人民交通出版社,2002.3 成大先.机械设计手册. 化学工业出版社,2002.4 刘惟信.汽车车桥设计.北京：清华大学出版社， 2004.5 吴宗泽主编.机械设计师手册. 北京:机械工程出版社,2002.6 细川武志编.魏朗译.汽车构造图册.北京:人民交通出版社,2004.7 崔心存主编.现代汽车新技术. 北京:人民交通出版社,2001.8 蒋立盛.汽车设计手册 整车 底盘卷（4.4，4.5）.长春汽车研究所，1998. 9 唐嘉平.AutoCAD2006实用教程.第2版.北京:清华大学出版社,2006.10 刘彦戎.张慧缘，李万用.汽车标准汇编（第四卷）.中国汽车技术研究中心标准化研究所出版社，2000.11 纪峻岭 .传动轴，差速器，驱动桥，车桥. 化学工业出版社,2005.12 刘小年，机械制图（第二版）.北京：机械工业出版社，1999.13 王树伟.MATLAB6.0辅助图象处理.北京：电子工业出版社，2003.14 赵学敏.汽车底盘构造与维修.北京：国防工业出版社，2003.15 孙桓，陈作模，葛文杰，机械原理（第七版），北京：高等教育出版社，2006.16 濮良贵，纪名刚。机械设计（第八版），北京：高等教育出版社，2006.17 张文春，汽车理论（第二版），北京：机械工业出版社，2009.18 王望予，汽车设计（第四版），北京：机械工业出版社，2012.致 谢在这三个月忙碌的毕业设计中，我学到了很多东西对驱动桥有了更进一步的认识。我设计的课题是：重型自卸车驱动桥的设计，其实刚拿到题目的时候是很茫然，不知道从何下手。但是我查阅了很多跟驱动桥有关的书籍，并且在老师的辛勤指导下，终于将这个课题顺利的完成了。还要感谢学校能够组织我们到洛阳一拖进行了毕业实习，在工厂里我们看到了实物。这次实习机会对我进行毕业设计的帮助也非常大。在此向我的指导老师曹艳玲老师表示由衷的感谢，感谢您的悉心指导非常有耐心的为我们解答疑惑，您能在百忙之中抽出时间给我们答疑，并每周开会检查我们的进度，您的辛苦我们都知道，在此再一次对您表示感谢。这段时间自己真正的动手设计一个课题，使我知道了毕业设计的重要性，毕业设计是大学学习阶段一次难得的理论与实际相结合的机会，使我在大学期间学到的知识进行了一次大总结，一次大检查，特别是机械设计、工程制图、机械原理等基础知识，进行了一次彻底的复习。通过这次毕业设计，使我对课堂上的理论知识有了更加深刻和具体的理解，让我对专业知识能够熟练的掌握与运用，也提高了解决工程实际问题的能力，通过对相关文献，资料的查阅及运用电脑软件进行绘图也使我对电脑及网络资源的应用能力有所提升，我要感谢学校给我们提供了这个让我们的能力得到提高的机会。最后我要特别感谢车辆与动力工程学院所有老师对我四年来的细心教诲与无微不至的帮助。没有你们的辛勤辅导，我们也不会这么顺利的毕业。非常感谢你们，我们敬爱的老师们。附 录A一、英文原材料Drive AxleAll vehicles have some type of drive axle/differential assembly incorporated into the driveline. Whether it is front, rear or four wheel drive, differentials are necessary for the smooth application of engine power to the road.The drive axle must transmit power through a 90 angle. The flow of power in conventional front engine/rear wheel drive vehicles moves from the engine to the drive axle in approximately a straight line. However, at the drive axle, the power must be turned at right angles (from the line of the driveshaft) and directed to the drive wheels.This is accomplished by a pinion drive gear, which turns a circular ring gear. The ring gear is attached to a differential housing, containing a set of smaller gears that are splined to the inner end of each axle shaft. As the housing is rotated, the internal differential gears turn the axle shafts, which are also attached to the drive wheels.The differential is an arrangement of gears with two functions: to permit the rear wheels to turn at different speeds when cornering and to divide the power flow between both rear wheels.(1)The accompanying illustration has been provided to help understand how this occurs. The drive pinion, which is turned by the driveshaft, turns the ring gear.(2)The ring gear, which is attached to the differential case, turns the case.(3)The pinion shaft, located in a bore in the differential case, is at right angles to the axle shafts and turns with the case.(4)The differential pinion (drive) gears are mounted on the pinion shaft and rotate with the shaft.(5)Differential side gears (driven gears) are meshed with the pinion gears and turn with the differential housing and ring gear as a unit.(6)The side gears are splined to the inner ends of the axle shafts and rotate the shafts as the housing turns.(7)When both wheels have equal traction, the pinion gears do not rotate on the pinion shaft, since the input force of the pinion gears is divided equally between the two side gears.(8)When it is necessary to turn a corner, the differential gearing becomes effective and allows the axle shafts to rotate at different speeds.As the inner wheel slows down, the side gear splined to the inner wheel axle shaft also slows. The pinion gears act as balancing levers by maintaining equal tooth loads to both gears, while allowing unequal speeds of rotation at the axle shafts. If the vehicle speed remains constant, and the inner wheel slows down to 90 percent of vehicle speed, the outer wheel will speed up to 110 percent. However, because this system is known as an open differential, if one wheel should become stuck (as in mud or snow), all of the engine power can be transferred to only one wheel.Engineers searched diligently for ways to allow each driving wheel to operate at its own speed. Many ideas were tried with mixed results before the basic design for the present-day, standard differential was finally developed. The successful idea that is still used in principle today was to divide the engine power by dividing the axle in two-attaching each driving wheel separately to its own half-axle and placing in between, an ingenious, free-rotating pinion and gear arrangement. The arrangement was called the differential because it differentiates between the actual speed needs of each wheel and splits the power from the engine into equal driving force to each wheel.On/off road vehicles and other trucks required to haul heavy loads are sometimes equipped with double reduction axles. A double reduction axle uses two gear sets for greater overall gear reduction and peak torque development. This design is favored for severe-ser-vice applications, such as dump trucks, cement mixers, and other heavy haulers.The double reduction axle uses a heavy-duty spiral bevel or hypoid pinion and ring gear combination for the first reduction. The second reduction is accomplished with a wide-faced helical spur pin-ion and gear set. The drive pinion and ring gear function just as in a single reduction axle. However, the differential case is not bolted to the ring gear. Instead, the spur pinion is keyed to and driven by the ring gear. The spur pinion is in turn constantly meshed with the helical spur gear to which the differential case is bolted.Many heavy duty trucks are equipped with two rear drive axles. These tandem axle trucks require a special gear arrangement to deliver power to both the forward and rearward rear driving axles. This gearing must also be capable of allowing for speed differences between the axles. Two axle hub arrangements are available to provide support between the axle hub and the trucks wheels: the semi-floating type axle and the fully floating type axle. Of the two ,the semi-floating is the simplest, cheapest design to incorporate ,but the fully floating axle is more popular in heavy-duty trucks. In the semi-floating type axle, drive power from the differential is taken by each axle half-shaft and transferred directly to the wheels. A single bearing assembly, located at the outer end of the axle, is used to support the axle half-shaft. The part of the axle ex-tending beyond the bearing assembly is either splined or tapered to a wheel hub and brake drum assembly. The main disadvantage of this type of axle is that the outer end of each axle shaft must carry and support the weight of the truck that is placed on the wheels. If an axle half-shaft should break ,the trucks wheel will fall off.Drive axle operation is controlled by the differential carrier assembly. A differential carrier assembly consists of a number of major components. These include: 1. Input shaft and pinion gear 2. Ring gear 3. Differential with two differential case halves, a differential spider ,four pinion gears ,and two side gears with washers. This differential assembly fits between the axle shafts, with the shafts being splined to the differential side gears. The parts of the differential carrier are held in position by a number of bearings and thrust washers.The leading end of the input shaft is connected to the drive shaft by a yoke and universal joint. The pinion gear on the other end of the input shaft is in constant mesh with the ring gear. The ring gear is bolted to a flange on the differential case. Insied the case, the legs of the spider are held in matching grooves in the case halves. The legs of the spider also support the four pinion gears. In addition ,the case houses the side gears ,which are in mesh with the pinions and are splined to the axle shafts. When the drive shaft torque is applied to the input shaft and drive pinion, the input shaft and pinion rotate in a direction that is perpendicular to the trucks drive axles. The drive pinion is beveled at 45 degrees and engages the ring gear, which is also beveled at 45 degrees, causing the ring gear to revolve at 90 degrees to the drive shaft. This means the torque flow changes direction and becomes parallel to the axles and wheels.The drive shaft must also be able to change in length while transmitting torque. As the rear axle reacts to road surface changes, torque reactions and braking forces, it tends to rotate for-ward or backward, requiring a corresponding change in the length of the drive shaft. In order to transmit engine torque to the rear axles, the drive shaft must be durable and strong. An engine producing 1 000 pound-feet of torque, when multiplied by a 12 to t gear ration in the transmission, will deliver 12 000 pound-feet breakaway torque to the drive shaft. The shaft must be strong enough to deliver this twisting force to a loaded axle without deforming or cracking under the strain. Drive shafts are constructed of high-strength steel tubing to provide maximum strength with minimum weight. The diameter of the shaft and wall thickness of the tubing is determined by several factors maximum torque and vehicle payload, type of operation, road conditions, and the brake torque that might be encountered. One-piece ,two-piece ,and three-piece drive shafts are used, depending on the length of the drive line. Each end of the drive shaft has a yoke used to connect the shaft to other drive line components. The yoke might be rigidly welded to the shaft tube or it might be a spline, or slip yoke. The tube yokes are connected through universal joints to end yokes on the output and input shafts of the transmission and axle. A typical slip joint consists of a hardened, ground splined shaft welded to the drive shaft tube that is inserted into a slip yoke that has matching internal splines. The sliding splines between a slib joint and a permanent joint must support the drive shaft and be capable of