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毕业设计开题报告学生姓名系部汽车工程系专业、班级车辆工程 07-3班指导教师姓名职称教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称4吨轻型载货汽车驱动桥设计一 课题研究现状、选题目的和意义 1、研究现状 国外发达国家如美国、德国等，载货汽车中轻型货车占有较大比重，一般在70%80%，轻型汽车大多为私人用车，用于短途小件物品的运营。国外轻型货车驱动桥开发技术已经非常的成熟，建立新的驱动桥开发模式成为国内外驱动桥开发团体的新目标。驱动桥设计新方法的应用使得其开发周期缩短，成本降低，可靠性增加。随着不断的进步与更新其成熟的程度已经开始迈向新能源的过程，国外的最新开发模式和驱动桥新技术包括：并行工程开发模式、模态分析、驱动桥壳的有限元分析方法、高性能制动器技术、电子智能控制技术进入驱动桥产品；相应的这些先进的开发模式和新技术在国内也逐渐的受到重视并发展起来。 在我国轻型货车同样占有较大市场，据中国汽车工业协会统计，截至2007年底，国内轻型货车（1.8吨总质量6吨）共销售100.53万辆，同比增长了17.64%。2008年，国家对“三农”的投入不断加大，同时随着铁路不断提速也为短途运输提供了机会，受此影响，轻型货车在以后几年也会呈现明显增长。例如曙光车桥公司拥有34条国内一流水平的车桥及零部件专业生产线，年车桥产能70万套，齿轮、半轴等车桥核心零部件产能300万件。轻型汽车车桥也连续五年在全国轻型车桥市场占有率排名第一；公司生产的汽车制动器、齿轮、半轴、轴套类等汽车零部件也都在国内市场占据比较重要的地位，并同时面向国内和国际两个市场。尽管数量上有可人的成色，但是其开发和制造的具体过程还是要更陈旧复杂一些的，我国的技术层面还应该继续钻研，不断创新才可以更加进步。 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，还包括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，不可否认的事，国内汽车产业的现状离产业政策的目的 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的改善，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。这样才可以更好的节约资源，创新科技，用真正的成绩回答社会，为车桥领域树立新的旗帜，带动一系列的汽车领域进步。 我国汽车驱动桥的研究设计与世界先进驱动桥设计技术还有一定的差距，我国车桥制造业虽然有一些成果，但都是在引进国外技术、仿制、再加上自己改进的基础上了取得的。个别比较有实力的企业，虽有自己独立的研发机构但都处于发展的初期。在科技迅速发展的推动下，高新技术在汽车领域的应用和推广，各种国外汽车新技术的引进，研究团队自身研发能力的提高，我国的驱动桥设计和制造会逐渐发展起来，并跟上世界先进的汽车零部件设计制造技术水平。 2、选题目的和意义 我国2008年上半年货车累计销售约93万辆，其中轻型货车61万辆，同比增长20.2%，可见轻型汽车在商用汽车生产中占有很大的比重。而且驱动桥在整车中十分重要，汽车驱动桥是汽车的重要总成，承载着汽车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。汽车驱动桥结构型式和设计参数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。 汽车驱动桥设计涉及的机械零部件及元件的品种极为广泛，对这些零部件、元件及总成的制造也几乎要设计到所有的现代机械制造工艺，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，并且通过对汽车驱动桥的学习和设计实践，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能，以及整体的思维和运算校核等本领，绘图也是其中非常重要的环节，所以本题设计一款结构优良的轻型货车驱动桥具有一定的实际意义 汽车驱动桥是汽车的主要部件之一，其基本功用是增大由传动轴或变速器传来的转矩，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；驱动桥处于动力传动系的末端，选择适当的主减速比，保证汽车具有足够的离地间隙，齿轮及其他传动件工作平稳都是需要保证的参量，同时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。驱动桥质量、性能的好坏直接影响整车的安全性、经济性、舒适性、可靠性。设计汽车后驱动桥能使学生综合运用所学专业知识，熟练CAD绘图技能。 本论文的研究目的在于通过对汽车整体的匹配性设计完成驱动桥的主减速器，差速器等零部件型号的设计与计算，并完成校核和对单机主减速器的全面设计，然后进行批量生产。完成所要求的课题设计的任务。通过设计驱动桥还应掌握对整车的了解，其中包括各个部件的相互作用关系,车身和电器系统对驱动桥的影响和配合的过程，因此对整车有更熟悉更全面的掌握。以至在今后的生产生活中得到更有效的运用。 二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题 1、基本内容 (1) 研究驱动桥组成、结构、原理； (2) 主减速器的结构设计,基本参数选择及设计计算； (3) 差速器齿轮的基本参数的选择、尺寸及强度计算； (4) 驱动半轴的结构设计及强度计算； (5) 驱动桥壳的结构设计及受力分析与强度计算。 2、拟解决的主要问题(1)驱动桥结构形式及布置方案的确定。(2) 驱动桥零部件尺寸参数确定及校核。(3)完成驱动桥驱动桥装配图和主要部分零件图 三、技术路线（研究方法）参考相关资料，对比各种驱动桥优缺点利用Autocad完成驱动桥主要部分零件图 完成设计说明书检查修改错误完成毕业设计设计驱动桥零部件尺寸参数初步确定设计方案强度是否满足要求NY利用Autocad完成驱动桥装配图四、进度安排 （1）知识准备、调研、收集资料、完成开题报告 第12周（2.283.11） （2）整理资料、提出问题、撰写设计说明书草稿、绘制装配草图 第35周（3.144.1） （3）理论联系实际分析问题、解决问题，进行驱动桥的总体结构设计，主减速器总成的设计， 差 速器的设计，半轴的设计，桥壳的设计，CAD绘制部分图纸等内容，中期检查 第68周（4.44.22） （4）改进完成设计，改进完成设计说明书，指导教师审核，学生修改 第912周(4.255.20) （5）评阅教师评阅、学生修改 第13周（5.235.27） （6）毕业设计预答辩 第14周（5.306.3） （7）毕业设计修改 第1516周（6.66.17） （8）毕业设计答辩 第17周（6.206.24） 五、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 刘惟信.汽车设计M.北京：清华大学出版社，20043 陈家瑞. 汽车构造M. 北京：机械工业出版社，20034 余志生. 汽车理论M. 北京：机械工业出版社, 20085 机械设计手册编委会.齿轮传动（单行本）M. 北京：机械工业出版社，20076 成大先机械设计手册（14册）M.北京：化学工业出版社，19937 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册M：设计篇.北京：人民交通出版社，20018 尹国臣.浅析汽车驱动桥主减速器的装配与调整J.科学教育家，2007，（10）9 肖文颖，王书翰.普通锥齿轮差速器行星齿轮的力学分析J.科技资讯，2007，（11）10 安晓娟，郝春光.主减速器齿轮的失效分析J.拖拉机与农用运输车，2007，（8）11 彭彦宏，吕晓霞，陆有. 差速器圆锥齿轮的失效分析J. 金属热处理，2006，（4）12 陈珂,殷国富.汽车后桥差速器齿轮结构设计优化研究J. 机械传动,2008， (4)13 付建红.载重汽车后桥半轴的技术改进J. 新余高专学报，2006，（2） 14 周小平.避免驱动桥半轴扭断的工艺改进J. 新余高专学报,2005，(10)15 杨朝会，王丰元.基于有限元法驱动桥壳分析J. 农业装备与车辆工程，2006，（10）16 li-Ping,Jeong Kim,Beom-Soo Kang. Analysis and design of hydroforming proess for automobile rear axle housing by FEMJ. Internation Journalof Machine Tools & Manufacture,2000， (4) 17 WANG Liang-mo，WANG He-fu，CHEN Jin-rong，LING Zhi-liang，CAO Yu-hua.Development of a Test Machine for IVECO Drive AxleJ. International Journal of Plant Engineering and Management,2007， (1)六、备注指导教师意见：签字： 年 月 日本科学生毕业设计4吨轻型载货汽车驱动桥设计 系部名称： 汽车与交通工程学院 专业班级： 车辆工程 B07-3班 学生姓名： 指导教师： 职 称： 黑 龙 江 工 程 学 院二一一年六月 目 录摘要 Abstract 第1章 绪论 11.1设计研究的意义和目的11.2国内外研究现状及发展趋势21.3本设计的主要研究内容2第2章 汽车总体参数的确定32.1 给定设计参数32.2 汽车形式的确定32.2.1 汽车轴数和驱动形式的选择3 2.2.2 汽车布置形式的选择32.3 汽车主要参数的选择42.3.1 汽车主要尺寸的确定42.3.2 汽车质量参数的确定62.3.3 汽车性能参数的确定82.4 发动机的选择112.4.1 发动机形式的选择112.4.2 发动机主要性能指标的选择112.5轮胎的选择132.6本章小结14第3章 驱动桥的结构形式及选择153.1 概述153.2 驱动桥的结构形式153.3 驱动桥构件的结构形式173.3.1 主减速器的结构形式183.3.2 差速器的结构形式203.3.3 驱动桥桥壳的结构形式21 3.3.4驱动桥桥壳的结构形式22 3.4本章小结22第4章 驱动桥的设计计算234.1 主减速器的设计与计算234.1.1主减速比的确定234.1.2 主减速器齿轮计算载荷的确定244.1.3 锥齿轮主要参数的选择264.1.4 主减速器锥齿轮的材料284.1.5主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算294.1.6 主减速器圆弧齿轮螺旋齿轮的强度计算324.2 差速器的设计与计算374.2.1 差速器齿轮主要参数选择374.2.2 差速器齿轮的材料394.2.3 差速器齿轮几何尺寸计算394.2.4 差速器齿轮强度计算424.3 全浮式半轴的设计444.3.1 半轴基本参数计算及校核444.3.2半轴的结构设计及材料与热处理454.4 驱动桥壳设计464.4.1 桥壳的结构型式464.4.2桥壳的受力分析及强度计算46 4.5 本章小结47结论48参考文献49致谢51附录52第1章 绪 论1.1 概述设计研究的意义和目的驱动桥的设计，由驱动桥的结构组成、功用、工作特点及设计要求讲起，详细地分析了驱动桥总成的结构型式及布置方法；全面介绍了驱动桥车轮的传动装置和桥壳的各种结构型式与设计计算方法。汽车驱动桥是汽车的重大总成，承载着汽车的满载簧荷重及地面经车轮、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。汽车驱动桥结构型式和设计参数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。另外，汽车驱动桥在汽车的各种总成中也是涵盖机械零件、部件、分总成等的品种最多的大总成。例如，驱动桥包含主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置（半轴及轮边减速器）、桥壳和各种齿轮。由上述可见，汽车驱动桥设计涉及的机械零部件及元件的品种极为广泛，对这些零部件、元件及总成的制造也几乎要设计到所有的现代机械制造工艺。因此，通过对汽车驱动桥的学习和设计实践，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能。驱动桥的结构型式与驱动车轮的悬挂型式密切相关。当驱动车轮采用非独立悬挂时，都是采用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬挂时，则配以断开式驱动桥。与非断开式驱动桥相比较，断开式驱动桥能显著减少汽车簧下质量，从而改善汽车行驶平顺性，提高了平均行驶速度；减小了其策划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，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。本设计的的研究目的在于通过对汽车整体的匹配性设计完成驱动桥的主减速器、差速器等部件型号的设计与计算，并完成校核的设计过程。1.2 国内外研究现状及发展趋势目前我国正在大力发展汽车产业,采用后轮驱动汽车的平衡性和操作性都将会有很大的提高。后轮驱动的汽车加速时，牵引力将不会由前轮发出，所以在加速转弯时，司机就会感到有更大的横向握持力，操作性能变好。维修费用低也是后轮驱动的一个优点，尽管由于构造和车型的不同，这种费用将会有很大的差别。如果变速器出了故障，对于后轮驱动的汽车就不需要对差速器进行维修，但是对于前轮驱动的汽车来说也许就有这个必要了，因为这两个部件是做在一起的。所以后轮驱动必然会使得乘车更加安全、舒适，从而带来可观的经济效益。目前国内研究的重点在于：从桥壳的制造技术上寻求制造工艺先进、制造效率高、成本低的方法；从齿轮减速形式上将传统的中央单极减速器发展到现在的中央及轮边双级减速或双级主减速器结构；从齿轮的加工形式上车桥内部的的主从动齿轮、行星齿轮及圆柱齿轮逐渐采用精磨加工，以满足汽车高速行驶要求及法规对于噪声的控制要求。1.3 本设计的主要研究内容(1) 完成汽车的总体布置和参数选择；(2) 汽车驱动桥方案的确定；(3) 主减速器及差速器等部件的设计计算及校核。第2章 汽车总体参数的确定2.1 给定设计参数汽车最高时速 115km/h装载质量 2.5t最小转弯半径 12.5m最大爬坡度 0.3同步附着系数 0.42.2 汽车形式的确定2.2.1汽车轴数和驱动形式的选择汽车可以有二轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。影响轴数的因素主要有汽车的总质量、道路法规对于轴载的限制和轮胎的负荷能力以及汽车的结构等。包括乘用车以及汽车总质量小于19t的公路运输车辆和轴荷不受道路、桥梁限制的不在公路上行驶的车辆，如矿用自卸车等，均采用结构简单、制造成本低廉的两轴方案。总质量在1926t的公路运输车采用三轴形式，总质量更大的汽车宜采用四轴和四轴以上的形式。所以根据给定的汽车转载质量选择汽车的轴数为2轴。汽车的用途、总质量和对车辆通过性能的要求等，是影响选取驱动形式的主要因素。乘用车和总质量小些的商用车，多采用结构简单、制造成本低的42驱动形式。所以选择汽车的驱动形式为42式。2.2.2汽车布置形式的选择汽车的布置形式是指发动机、驱动桥和车身的相互关系和布置特点而言。汽车的使用性能除取决于整车和各总成的有关参数外，其布置形式对使用性能也有重要影响。货车可以根据驾驶室与发动机的相对位置不同，分为平头式、短头式、长头式和偏置式四种。货车又可以根据发动机的位置不同分为发动机前置、中置、和后置三种布置形式。平头式货车总长和轴距尺寸短，最小转弯半径小，机动性能良好；不需要发动机罩和翼子板，加上总长缩短等因素的影响，汽车整备质量减小；驾驶员视野得到明显改善；采用翻转式驾驶室时能改善发动机及其附件的接近性；汽车货箱与整车的俯视面积之比称为面积利用率，平头货车的该项指标较高。故本设计采用的布置形式为平头式货车。发动机前置后桥驱动货车的主要优点是：可以采用直列、V型或卧式发动机；发现发动机故障容易；发动机的接近性良好，维修方便；离合器、变速器等操纵机构的结构简单，容易布置；货箱地板高度较低。并且大多货车均采用该形式的布置方式。2.3 缸套汽车主要参数的选择2.3.1 汽车主要尺寸的确定汽车的主要尺寸参数包括外廓尺寸、轴距、前悬、后悬、货车车头长度和车厢尺寸等。(1) 外廓尺寸汽车的长、宽、高称为汽车的外廓尺寸。汽车长度尺寸小不仅可以减少行驶期间需要的道路长度，同时还可以增加车流密度，在停车时占用的停车场面积也小。除此之外，汽车的整备质量相应减少，这对提高比功率、比转矩和燃油经济性有利。GB 15891989 汽车外廓尺寸限界规定如下：货车、整体式客车总长不应超过12m，单铰接式客车不超过18m，半挂汽车列车不超过16.5m，全挂汽车列车不超过20m；不包括后视镜，汽车宽不超过2.5m；空载、顶窗关闭状态下，汽车高不超过4m；后视镜等单侧外伸量不得超过最大宽度处250mm；顶窗、换气装置开启时不得超出车高300mm。参考同类型货车的外廓尺寸，确定本设计中轻型货车的外廓尺寸为： 长宽高 540019502100mm(2)轴距L轴距L对整备质量、汽车总长、汽车最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径等有影响。当轴距短时，上述个指标减小。此外轴距还对轴荷分配、传动轴夹角有影响。轴距过短会使车厢长度不足或后悬过长，汽车上坡、制动或加速时轴荷转移过大，使汽车制动性或操作稳定性变坏；车身纵向角振动增大，对平顺性不利；万向节传动轴的夹角增大。原则上对发动机排量大的乘用车、载重量或载客量多的货车或客车，轴距取得长。对机动性要求高的汽车，轴距宜取短些。表2.1 部分汽车的轴距和轮距车型类别轴距L/mm轮距B/mm客车城市客车（单车）4500500017402050长途客车（单车）5000650042 货车汽车总质量m/t1700290023003600360055001150135013001650170020001.81.86.06.014.0根据表2.1，本设计中选取轴距L=2800mm(3) 轮距B改变汽车轮距B会影响车厢或驾驶室内宽、汽车总宽、总质量、侧倾刚度、最小转弯直径等因素发生变化。增大轮距则车厢内宽随之增加，并有利于增加侧倾刚度，汽车横向稳定性变好；但是汽车的总宽和总质量及最小转弯半径等增加，并导致汽车的比功率、比转矩指标下降，机动性变坏。受总宽不得超过2.5m限制，轮距不宜过大。但在选定的前轮距范围内，应能布置下发动机、车架、前悬架和前轮，并保证前轮有足够的转向空间，同时转向杆系与车架、车轮之间有足够的运动间隙。在确定后轮距时，应考虑车架两纵梁之间的宽度、悬架宽度和轮胎宽度及他们之间应留有必要的间隙。部分汽车的轮距可以参考表2-1提供的数据进行初选。本设计中取为=1500mm。(4) 前悬和后悬前悬尺寸对汽车通过性、碰撞安全性、驾驶员视野、前钢板弹簧长度、上车和下车的方便性以及汽车造型等均有影响。增加前悬尺寸，减小了汽车的接近角，使通过性降低，并使驾驶员的视野变坏。因在前悬这段尺寸内要布置保险杠、散热器风扇、发动机、转向器等部件，故前悬不能缩短。长些的前悬尺寸有利于在撞车时对乘员起保护作用，也有利于采用长些的钢板弹簧。对于平头汽车，前悬还会影响前门上下车的方便性。初选的前悬尺寸，应当在保证能布置下上述个总成、部件的同时尽可能的短些。对于载客量少的平头车，考虑到正面碰撞能有足够多的结构件吸收碰撞能量，保护前排乘员的安全，这又要求前悬有一定的尺寸。在本设计中，参考同类型车辆，选取=740mm。后悬尺寸对汽车通过性、汽车追尾时的安全性、货箱货行李箱长度、汽车造型等有影响，并取决于轴距和轴荷分配的要求。后悬长，则汽车离去角减小，使通过性降低，总质量在1.814.0t的货车后悬一般在12002200mm之间，特长货箱的汽车后悬可达到2600mm，但不得超过轴距的55%。本设计中，选取=1300mm。(5) 货车车头长度货车车头长度系指从汽车的前保险杠到驾驶室后围的距离。车身形式，即长头型还是平头型对车头的长度有绝对影响。此外，车头长度尺寸对汽车的外观效果，驾驶室居住性、汽车面积利用率和发动机的接近性等有影响。平头型货车一般在14001500mm之间。(6) 货车车厢尺寸要求车厢尺寸在运送散装煤和袋装粮食时能装有足额定吨数。车厢边版高度对汽车质心高度和装卸货物的方便性有影响，一般应在450650mm范围内选取。车厢内宽应在汽车外宽符合国家标准的前提下适当取宽些，以缩短边板高度和车箱长度。对于能达到较高车速的货车，使用过宽的车箱会增加汽车的迎风面积，导致空气阻力增加。车箱内长应在满足运送上述货物达到额定吨位的条件下尽可能的取短些，以利于减小整备质量。2.3.2 汽车质量参数的确定汽车的质量参数包括整车装备质量，载客量、装载质量、质量系数、汽车总质量、轴荷分配等。(1) 整车整备质量整车整备质量是指车上带有全部装备（包括随车工具、备胎），加满燃料、水，但没有装货和载人时的整车质量。整车整备质量对汽车的制造成本和燃油经济性有影响。目前，尽可能减少整车整备质量的目的是：通过减轻整备质量增加加载质量或载客量，抵消因满足安全标准、排气标准和噪声标准所带来的整备质量的增加、节约燃料。减少整车整备质量是从事汽车设计工作必须遵守的一项总要原则。整车整备质量在设计阶段需估算确定。在日常生活中，收集大量同类型汽车总成、部件和整车的有关质量数据，结合新车设计的结构特点、工艺水平等初步估算各总成、部件的质量，再累计构成整车整备质量。乘用车和商用客车的整备质量也可按每人所占汽车整备质量的统计平均值估计。在没有样车参考时，先初选一恰当的质量系数（定义为装载质量与整车质量之比），再按给定的装载质量推算出整备质量。根据表2-2，初取=1，可得=/=2t表2.2 货车的质量系数 参数车型总质量/t货车1.86.00.81.106.014.01.201.3514.01.301.70(2) 汽车的载客量n和装载质量（简称载质量）普通轻型货车的载客量：24，选定载客量为3座。汽车载重量是指在硬质良好的路面上行驶时所允许的额定载质量。本设计中装载质量为给定参数，=2t(3) 质量系数质量系数是指汽车载重量与整车整备质量的比值，即=/。该系数反应了汽车的设计水平和和工艺水平，越大，说明该汽车的结构和制造工艺越先进。本设计中以选取=1.0(4) 汽车的总质量汽车的总质量是指装备齐全，并按规定装满客、货时的整车质量。商用货车的总质量由整备质量、载质量和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，即=+n65kg本设计中n=3,故=2t+2t+365kg=4.195t(5) 轴荷分配汽车的轴荷分配是指在空载或满载静止状态下，各车轴对支承平面的垂直负荷，也可以用站空载或满载总质量的百分比来表示.轴荷分配对轮胎寿命和汽车的许多性能有影响。从各轮胎磨损均匀和寿命相近考虑，各个车轮的负荷应相差不大；为保证汽车有良好的动力性和通过性，驱动桥应有足够大的负荷，而从动轴上的负荷可以适当减小，以利减小从动轮滚动阻力和提高在坏路面上的通过性；为了保证汽车有良好的操纵稳定性，又要求转向轴的负荷不应过小。因此，可以得出作为很重要的轴荷分配参数，各使用性能对其要求是相互矛盾的，这就要求设计时应根据对整车的性能要求、使用条件等，合理的选取轴荷分配。汽车的驱动形式与发动机位置、汽车结构特点、车头形式和使用条件等均对轴荷分配有显著影响。如发动机前置前轮乘用车和平头式商用货车前轴负荷较大，而长头式货车前轴负荷较小。常在坏路面上形式的越野汽车，前轴负荷应该小些。参考各类汽车的轴荷分配表，取满载时前轴轴荷为35%，后轴轴荷为65%；空载时前轴轴荷为50%，后轴轴荷为50%。表2.3 各类汽车的轴荷分配车型（商用货车）满载空载前轴后轴前轴后轴42后轮单胎42后轮双胎，长、短头式42后轮双胎，平头式64后轮双胎32%40%25%27%30%35%19%25%60%68%73%75%65%70%75%81%50%59%44%49%48%54%31%37%41%50%51%56%46%52%63%69%2.3.3 汽车性能参数的确定(1) 动力性参数a) 最高车速随着道路条件的改善，特别是高速公路的修建，汽车尤其是发动机排量大些的乘用车最高车速有逐渐提高的趋势。在本设计中，该参数给定为115km/h。b) 加速时间t汽车在平直的良好路面上，从原地起步开始以最大加速度加速到一定车速所用去的时间，称为加速时间。对于最高车速100km/h的汽车，加速时间常用加速到100km/h所需的时间来评价。载货汽车常用060km/h的换挡加速时间或在直接档由20km/h加速到某一车速来评价。一般装载量22.5t的轻型货车的060km/h的换挡加速时间在17.530s。c) 上坡能力用汽车满载时在良好路面上的最大坡度阻力系数来表示汽车的上坡能力。通常要求货车能克服30%坡度，越野汽车能克服60%坡度。d) 比功率和比转矩比功率是汽车所长发动机的标定最大功率与汽车最大总质量之比，它可以综合反映汽车的动力性，比功率大的汽车加速性能、速度性能要好于比功率小一些的汽车。我国GB72581997机动车运行安全技术条件规定：农用运输车与运输用拖拉机的比功率4.0kW/t，而其他机动车4.8kW/t。比转矩是汽车所装发动机的最大转矩与汽车总质量之比。他反映汽车的牵引能力。不同车型的比功率和比转矩范围拣表2-4 。表2.4 汽车动力性参数范围汽车类别最高车速比功率比转矩货车最大总质量1.880135162830441.86.0152538441.814.0751201020334714.06202950(2) 燃油经济性参数汽车的燃油经济性用汽车在水平的水泥或沥青路面上，以经济车速或多工况满载行驶百公里的燃油消耗量(L/100km)来评价。货车有时用单位质量的百公里油耗量来评价(表25)。表2.5 货车单位质量的百公里燃油消耗量 L(100tkm) 总质量汽油机柴油机总质量汽油机柴油机4t3.004.002.002.80612t2.682.821.551.8646t2.803.201.902.1012t2.502.601.431.53(3) 汽车最小转弯直径转向盘转至极限位置是，汽车前外转向轮轮辙中心在支撑平面上的轨迹圆的直径，称为汽车最小转弯直径。用来描述汽车转向机动性，是汽车转向能力和转向安全性能的一项重要指标。本设计中，给定=12.5m。(4)通过性几何参数 总体设计要确定的通过性几何参数有：最小离地间隙，接近角，离去角，纵向通过半径等。各类汽车的通过性参数视车型和用途而异，其范围见表25。表2.5 汽车通过性的几何参数车型/mm/（）/（）/m42乘用车150220203015223.08.344乘用车210455035401.73.642货车180300406025452.36.044货车、66货车260350456035451.93.6确定最小离地间隙=200mm，接近角=42，离去角=27，纵向通过半径=3m。(5)操纵稳定性参数a)转向特性参数为了保证有良好的操纵稳定性，汽车应具有一定的不足转向。通常用汽车以0.4g的向心加速度沿顶圆转向时，前后轮侧偏角之差-作为评价参数。此参数在13为宜。b) 车身侧倾角 汽车以0.4g的向心加速度沿定圆等速行驶时，车身侧倾角控制在3以内较好，最大不允许超过7.c) 制动前俯角为了不影响乘坐舒适性，要求汽车以0.4g的减速度制动时，车身前俯角不大于1.5。(6)制动性参数目前常用制动距离s、平均制动减速度j和行车制动的踏板力及应急制动时的操纵力来评价制动效能。对于总质量小于4.5t的轻型货车，当=30km/h时，总制动距离应小于等于18m，制动减速度应大于等于2.6，操纵力小于700N。(7)舒适型参数舒适性应包括平顺性、空气调节性能、车内噪声、乘坐环境及驾驶员的操作性能。其中汽车行驶平顺性常用垂直振动参数作评价，包括频率和振动加速度等，此外悬架动挠度也用来作为评价参数之一。对于货车，静挠度=50110mm，动挠度=6090mm，偏频n=1.52.2Hz。2.4 发动机的选择2.4.1 发动机形式的选择选为：直列水冷汽油发动机。汽油机的优点：平稳、噪声小、转速高、体积小、易启动、转矩适应性好等。直列式的优点：结构简单、维修方便、造价低廉、工作可靠、宽度小、易布置，因而在中型及以下的货车上得到广泛应用。 水冷的优点： 冷却均匀可靠、散热好、噪声小；能提供车内供暖、较好适应发动机增压和散热的需要。2.4.2 发动机主要性能指标的选择(1) 发动机最大功率和相应转速根据所设计汽车应达到的最高车速，用下式估算发动机最大功率 （2.1）式中： 发动机最大功率， ； 传动系的传动效率，对单级主减速器驱动桥的42式汽车取0.9汽车总质量，kg ； 重力加速度， ； 滚动阻力系数，对载货汽车取0.02 最高速度，； 空气阻力系数，货车取0.81.0； 汽车正面投影面积，无测量数据，可按前轮距、汽车总高、汽车总宽等尺寸近似计算： 对货车 此处取 =3.15 根据式(2-1) 计算得 =62.92 按上式估算的为发动机装有全部附件时测定得到的最大有效功率，约比发动机外特性的最大功率低12%20%。因此最大功率=1.1562.92=72.36Kw总质量小些的货车的值在40005000r/min之间，总质量居中的货车更低些。本设计中选取=4500r/min。(2) 发动机最大转矩及相应转速用下式确定 (2.2)式中：为最大转矩（Nm） 故有=184.08Nm。选。在此，圆整为。2.5 轮胎的选择 总体设计开始阶段就要选好轮胎的型式和尺寸。因为它们是绘制总布置图和进行性能计算的重要原始数据之一。轮胎的型号主要根据车型，使用条件，轮胎的静负荷，轮胎的额定负荷及车速来选择。所选轮胎在使用中承受的静负荷值应等于或接近轮胎的静负荷值，我国各种汽车的轮胎和轮辋的规格及其额定负荷可查轮胎的国家标准。表2-9提供了一些货车的轮胎规格和特征。表中各列数据中如无带括号的数据，表示该列数据对斜交轮胎和子午线轮胎通用，否则，不带括号的数据适用于斜交胎，而带括号的数据适用于子午线轮胎，货车上双胎并装时，负荷约比单胎使用时的负荷增加10%15%。轿车轮胎标准见GB2978-82.轮胎多承受的最大静负荷与轮胎额定负荷之比称为轮胎负荷系数。为了避免超载，此系数取0.91.0之间。对于在良好路面上行驶，车速不高的货车，此系数允许取1.1。但不得大于1.2。因为轮胎超载20%，其寿命将下降30%左右。轿车及轻型货车的车速高，动负荷大，系数应取下限；重型货车，重型自卸车的车速低，此系数可略偏高。近年来，货车上普遍采用高强度尼龙帘布轮胎，使轮胎承受能力提高。因此，同样载重量的汽车所用的轮胎尺寸已减少。越野汽车长用胎面宽，直径大的超低压轮胎。山区使用的汽车，制动鼓与轮辋的间隙应大些，故采用轮辋较大的轮胎。轿车为降低质心和提高行驶平稳性，采用直径较小的宽轮辋低压轮胎。按轮胎胎体中帘线的排列不同，常见的有三种型式可供选择，即普通斜线胎，子午线胎和带束斜交胎等，普通斜线胎的胎体帘线层较多，胎侧厚，使用中不易划破，侧向刚性也大。其缺点是缓冲性较差；子午线的结构特点是帘线呈子午向排列，这样帘线的强度就能得到充分利用。此外，选用高强度材料组成多层缓冲层，加强了胎冠，使缓冲性能得到提高，与普通斜线胎相比较，子午线轮胎还有使用寿命长，滚动阻力小，附着性能好等优点。子午线胎的缺点是胎侧较薄，侧向稳定性差，胎侧易发生裂口，制造技术要求高。由于子午线胎的优点较多，今年来在汽车上应用日益增多。带束斜交胎的结构和性能介于普通斜交胎和子午线胎之间，其耐磨性和寿命虽比普通斜交胎好，但不如子午线胎，仅侧向稳定性比子午线胎好，所以应用不广。在本设计中选用斜交轮胎。由前述计算，应该根据满载时前轮静载荷计算。此时其最大负荷：表2.9 国产汽车轮胎规格及特征轮胎规则层数主要尺寸使用条件断面宽外直径最大负荷相应气压p0.1标准轮辋允许使用轮辋普通花纹加深花纹越野花纹NMPa轻型货车，中，小客车及其挂车轮胎6.50-1468180705-585069003.24.245J6.50-16(6.50R16)68755765765-635075503.2(3.5)4.2(4.6)5.50F5.50E5.50F7.55-15(7.00R15)68200750760-680080003.2(3.5)4.2(4.6)5.50F6.00G7.00-16(7.00R16)810200780790-850096504.2(4.6)5.3(5.6)5.50F6.00G7.50-15(7.50R15)810220785790-9300106004.2(4.6)5.3(5.6)6.00G5.50F6.50F7.50-16(7.50R16)81012220810820-970011050124004.2(4.6)5.3(5.6)6.3(6.7)6.00G5.00F6.50H8.25-16(8.25R16)12240860870-135005.3(5.6)6.50H6.00G9.00-16(9.00R16)810225890900-12200135503.5(3.9)4.2(4.6)6.50H6.00G根据最大负荷的要求，可以初步选择轮胎的规格为7.00-16。2.6 本章小结 此章具体明确了所有关系设计的具体参数，以及能利用到的信息来源从而确保整体的连贯性和考证的分类。把公式中的物理量充分对应实际生产的具体信息，把应有的表格已经填入，取值范围更加规范确保误差降低到最小以确保设计的顺利进行。第3章 驱动桥的结构形式及选择3.1 概述 驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩,并将动力合理地分配给左、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力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。驱动桥设计应当满足如下基本要求：a)所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。b)外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。c)齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。d)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。e)在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。 f)与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。g)结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。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。3.2 驱动桥的结构形式(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，可采用双级结构。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) 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粱或车厢底板上，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致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。(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。3.3 驱动桥构件的结构形式主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求：a）所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。b）外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。c）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。d）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。e）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。3.3.1 主减速器的结构形式(1) 主减速器结构方案分析主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速形式的不同而不同。按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮式传动、双曲面齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式。在发动机横置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用简单的斜齿圆柱齿轮；在发动机纵置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用圆锥齿轮式传动或准双曲面齿轮式传动。为了减少驱动桥的外轮廓尺寸，主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮而采用螺旋锥齿轮。因为螺旋锥齿轮不发生根切（齿轮加工中产生轮齿根部切薄现象，致使齿轮强度大大降低）的最小齿数比直齿轮的最小齿数少，使得螺旋锥齿轮在同样的传动比下主减速器结构较紧凑。此外，螺旋锥齿轮还具有运转平稳、噪声小等优点，汽车上获得广泛应用。近年来，有些汽车的主减速器采用准双曲面锥齿轮（车辆行业中简称双曲面传动）传动。准双曲面锥齿轮传动与圆锥齿轮相比，准双曲面齿轮传动不仅工作平稳性更好，弯曲强度和接触强度更高，同时还可使主动齿轮的轴线相对于从动齿轮轴线偏移。当主动准双曲面齿轮轴线向下偏移时，可降低主动锥齿轮和传动轴位置，从而有利于降低车身及整车重心高度，提高汽车行使的稳定性。东风EQ1090E型汽车即采用下偏移准双曲面齿轮。但是，准双曲面齿轮传递转矩时，齿面间有较大的相对滑动，且齿面间压力很大，齿面油膜很容易被破坏。为减少摩擦，提高效率，必须采用含防刮伤添加剂的双曲面齿轮油，绝不允许用普通齿轮油代替，否则将时齿面迅速擦伤和磨损，大大降低使用寿命。经方案论证，主减速器的齿轮选用螺旋锥齿轮传动形式（如图3-1示）。螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时捏合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。图3.1螺旋锥齿轮传动(2) 主减速器的减速形式为了满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的。按参加减速传动的齿轮副数目分，有单级式主减速器和双级式主减速器、双速主减速器、双级减速配以轮边减速器等。双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车上，若其第二级减速器齿轮有两副，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称轮边减速器。单级式主减速器应用于轿车和一般轻、中型载货汽车。单级主减速器由一对圆锥齿轮组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。经方案论证，本设计主减速器采用单级主减速器。其传动比i0一般小于等于7。(3) 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除了与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。a) 主动锥齿轮的支承形式图3.2主动锥齿轮跨置式主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。查阅资料、文献，经方案论证，采用跨置式支承结构（如图3-2示）。齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置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，约减小到悬臂式支承的130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。装载质量为2t以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用跨置式支承。本课题所设计的轻型货车装载质量为2t，所以选用跨置式。图3.3从动锥齿轮支撑形式b) 从动锥齿轮的支承从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图3-3示）。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。(4)主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整支承主减速器齿轮的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。预紧力的大小与安装形式、载荷大小、轴承刚度特性及使用转速有关。3.3.2 差速器的结构形式汽车在行使过程中，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。 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。经方案论证，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。3.3.3 驱动车轮传动装置的结构形式驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其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，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。在一般非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，这时半轴将差速器半轴齿轮与轮毂连接起来。在装有轮边减速器的驱动桥上，半轴将半轴齿轮与轮边减速器的主动齿轮连接起来。普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型式或受力状况的不同而分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种。a) 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。b) 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。c) 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。3.3.4 驱动桥桥壳的结构形式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力件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置(如半轴)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。 桥壳的结构型式大致分为：a）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。b）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。c) 组合式桥壳将主减速器壳作为桥壳中间部分，而在其两端压入无缝钢管，再用销钉或塞焊予以固定而成。组合式桥壳同样具有可分式桥壳所具有的轴承座刚度好的优点，同时由于其后端有可拆装的后盖，主减速器及差速器均由后盖孔处装入，因此使拆装、调整主减速器及差速器比可分式桥壳方便。与整体式桥壳相比，组合式桥壳较小，故桥壳质量小，另外组合式桥壳对加工精度要求较高，整个桥壳的刚度比整体式差。3.4本章小结 具体形式的确定需要非常全面的考虑，才会做到效率最高最经济，因此在很多布置方面得多进行一些必要的实例，到工厂和实验室把每一个步骤亲身体验才会做出更好的选择。第4章 驱动桥的设计计算4.1 主减速器的设计与计算 驱动桥的设计计算主要包括主减速器、差速器、半轴和桥壳个部分的设计，计算和校核。4.1.1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。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。可利用在不同下的功率平衡田来研究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，所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。这时值应按下式来确定： （4.1）式中车轮的滚动半径，=0.39migh变速器最高档传动比，igh =1对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，一般选择比上式求得的大1025，即按下式选择： （4.2）式中i分动器或加力器的高档传动比；iLB轮边减速器的传动比。根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。把=4500r/min , =85km/h , =0.5m , igh=1代入式（4.2）计算出 =5.77.2暂定=6.0，根据主减速比的取值范围，确定主减速器的减速形式为单级主减速器。4.1.2 主减速器齿轮计算载荷的确定汽车主减速器锥齿轮有格里森和奥利康两种切齿方法，本设计中按照格里森齿制锥齿轮计算载荷。按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩：= （4.3）式中： 计算转矩，Nm；发动机最大转矩；Temax =184.08 Nmn 计算驱动桥数，1； 分动器传动比，=1； 主减速器传动比，i0=6.0； 变速器传动效率，=0.9；k 液力变矩器变矩系数，k=1； 由于猛接离合器而产生的动载系数， =1； 变速器最低挡传动比， =3.0；代入式（4.3），有：=2982.1 Nm按驱动车轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩： （4.4）式中：计算转矩，Nm；汽车满载时一个驱动桥给地面的最大载荷，N；对后桥来说还应考虑汽车加速时的负荷增大量；汽车最大加速度时后轴负荷转移系数，商用车：1.11.2，取为1.1；轮胎与路面间的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，在良好的混凝土或沥青路上，可取0.85；车轮滚动半径；主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，=1；主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，=1；代入式（4.4），有：=9732.61Nm 由式(4.3)和式(4.4)求的的计算转矩，是作用在从动锥齿轮上的最大转矩，不同于日常形式平均转矩。当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩应取前面两种的较小值，即=min,，故主减速器齿轮的计算载荷：=2982.1Nm。主动锥齿轮的计算转矩为= (4.5)式中：主动锥齿轮计算转矩，Nm； 主减速比； 主从动锥齿轮之间的传动效率，对于弧齿锥齿轮副，取95%；计算得：=523.16 Nm4.1.3 锥齿轮主要参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从锥齿轮齿数和、从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数、主、从动锥齿轮齿面宽和、中点螺旋角、法向压力角等。(1) 主、从动锥齿轮齿数和选择主、从锥齿轮齿数时应考虑如下因素：a) 为了磨合均匀，、之间应避免有公约数；b) 为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度主、从动齿轮和应不少于40；c) 为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于乘用车，一般不小于9；对于商用车一般不小于6；d) 主传动比较大时，尽量取的小些，以得到满意的离地间隙；e) 对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。根据上述条件：取=7；=41故可以重新确定汽车的主减速比：=/=41/7=5.86根据新的主减速比重新确定汽车主减速器计算载荷：=2912.51 Nm(2) 从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数对于单级主减速器，增加尺寸会影响驱动桥壳高度尺寸和离地间隙，减小又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。壳根据经验公式初选，即= (4.6)式中：从动齿轮大端分度圆直径(mm)； 直径系数，一般为13.015.3，取之为15； 从动锥齿轮的计算转矩（Nm），= min,，=2912.51 Nm。故计算可得：=214.2mm 由下式计算 = / （4.7）可得=5.22；同时还应满足，式中为模数系数，取0.30.4。经计算得，根据国家标准模数（GB 1357-87）选择模数=5，故=541=205mm 。(3) 主、从动锥齿轮出面宽和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齿轮下端齿沟变窄引起的切削刀头顶面宽过窄及刀尖圆角过下。这样，不但减小了齿根圆角半径，加大了应力集中，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齿轮小端，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。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。对于从动锥齿轮齿面宽，推荐不大于其节锥距的0.3倍，即0.3，并且一般推荐=0.155。对于弧齿锥齿轮，一般比大10%。故吃面宽选择为=0.155205=31.775mm(4) 中点螺旋角螺旋角沿尺宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，齿轮小端的螺旋角最小。弧齿制齿轮副的中点的螺旋角是相等的。选择时，应考虑他对齿面重合度、轮齿强度和轴向力大小的影响。越大，则也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声就越低，而且轮齿的强度越高。一般不小于1.25，在1.52.0时效果最好。但是过大，会导致轴向力增大。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般3540。乘用车选用较大的值以保证较大的齿面重合度，是运转平稳，噪声低；商用车选用较小的以防止轴向力过大，通常取35。(5) 螺旋方向从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的螺旋方向影响其所受轴向力的方向。当变速器挂前进档时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿因卡死而损伤。在本设计中选取主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋方向。(6) 法向压力角法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减小齿轮不发生根切的最少齿数。但对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，对于小负荷工作的齿轮，一般采用小的压力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。对于弧齿锥齿轮，商用车的为20或22.5，乘用车的一般选用14.5或16。本设计中选取法向压力角为20。4.1.4 主减速器锥齿轮的材料 驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求：a） 具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。b） 齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。c） 锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。d） 选择合金材料是，尽量少用含镍、铬呀的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。为改善新齿轮的磨合，防止其在运行初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.0050.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。4.1.5主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算根据圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算步骤，并根据主减速器齿轮的基本参数选择，已经确定的项目如下：主动齿轮齿数 ；从动齿轮齿数 ；端面模数 ；齿面宽 ；法向压力角 轴交角 节圆直径 。需要确定的项目如下：(1) 齿全高与齿工作高 齿全高 齿工作高 (4.8)表4.1 圆弧齿螺旋齿轮的主动齿轮齿数（5）67891011从动齿轮最小齿数34333231302926法向压角力 20螺旋角 齿工作高系数1.4301.5001.5601.611.651.681.6951.700齿全高系数1.5881.6661.7331.7881.8321.8651.8821.888大齿轮齿高系数0.1600.2150.2700.3250.3800.4350.49根据表4.1选齿工作高系数。故计算得齿工作高； 齿全高。(2) 螺旋锥齿轮节锥角 (4.9)(3) 螺旋锥齿轮节锥距 (4.10)(4) 螺旋锥齿轮的周节t=3.1416=3.14165=15.71 (4.11)(5) 齿顶高 (4.12)7.80-1.35=6.45mm(6) 齿根高 (4.13)8.67-6.45=2.22mm; =8.67-1.35=7.32mm(7) 径向间隙 (4.14) c=8.67-7.80=0.68mm (8) 齿根角 (4.15)(9) 面锥角 (4.16) (10) 外圆直径 。 (4.17) (11) 节锥顶点至齿轮外缘距离 (4.18) (12) 理论弧齿厚 (4.19)根据表4-2选择=0.818故有；表4-2圆弧螺旋锥齿轮的大齿轮理论弧齿厚(13) 齿侧间隙 根据表4-3选取齿侧间隙B(mm)为B=0.350mm。表4-3 “格里森制”圆锥齿轮推荐采用的齿侧间隙B4.1.6 主减速器圆弧齿轮螺旋齿轮的强度计算在选好主减速器锥齿轮的主要参数后，就可以根据所选择的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，而后根据所确定的计算载荷进行强度校核，以保证锥齿轮有足够的强度和寿命。轮齿损坏的形式主要有弯曲疲劳折断，过载折断，齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。在实际设计中往往还要依据台架和道路试验及实际使用情况等来检验。(1) 单位齿长圆周力主减速器锥齿轮的表面耐磨性，常用轮齿上的单位齿长圆周力来估算，即 (4.20)式中，p轮齿上单位齿长的圆周力（N/mm）； F作用在轮齿上的圆周力（N）； 从动齿轮的齿面宽（mm）。按发动机最大转矩计算时： (4.21)式中：变速器传动比，常取一档及直接档进行计算； 主动锥齿轮中点分度圆直径（mm）； 其他符号同前。取一档时：=3.0取直接档时：=1按驱动轮打滑的转矩计算时 (4.22)式中：驱动桥对水平地面的负荷，N；轮胎与地面的附着系数，取为0.85；轮胎的滚动半径，m；主减速器从动齿轮节圆直径，mm;汽车最大加速度时后轴负荷转移系数，商用车：1.11.2，取为1.1；主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比；主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率；其他符号同前。许用的单位齿长圆周力p见表4-4.在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，p有时高出表中数值的20%50%。对于不能满足许用单位齿长圆周力的情况可以通过改变材料的方法来满足其要求。表4-4许用单位齿长上的圆周力(2) 轮齿弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为 = (4.23)式中：锥齿轮齿轮的齿根弯曲应力（Mpa）； 所计算齿轮的计算转矩（Nm），对于从动齿轮：=min,对于主动齿轮，还要按式(3-5)换算； 过载系数，一般取1； 尺寸系数，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当1.6mm，当1.6mm时，=0.5，本设计中=0.67； 齿面载荷分配系数，跨置式结构：=1.01.1，悬臂=1.001.25； 质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，=1.0； 所计算齿轮的吃面宽(mm)； 所讨论齿轮的大端分度圆直径(mm)； 所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，从图4-1中可查得=0.238 图4-1 用于压力角20螺旋角35轴交角为90的汽车用螺旋轮齿弯曲应力综合系数对于从动锥齿轮：对于主动锥齿轮：上述按min,计算的最大弯曲应力不超过700Mpa，因此本设计中的锥齿轮是可以达到弯曲强度要求的。(3) 轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为：= (4.24)式中：锥齿轮的齿面接触应力（Mpa）； 为主动锥齿轮大端分度圆直径（mm）； b 取尺宽的较小值； 尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取1.0； 齿面品质系数，它取决于齿面的表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如都统、磷化处理等），对于制造精确的齿轮，取1.0； 综合弹性系数，这里取为231.6； 齿面接触强度综合系数，根据图4-2 取之为0.130； 其他符号同前。图4-2 接触强度计算用综合系数（20压力角，35螺旋角）故计算得上述按min,计算的最大接触应力不应超过2800Mpa，主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的。4.2 差速器的设计与计算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。4.2.1 差速器齿轮主要参数选择(1) 行星齿轮数n行星齿轮数n需要根据承载情况来选择，在承载不大的情况下n可取两个，反之应取n=4。在本设计中选择为4个行星齿轮。(2) 行星齿轮球面半径行星齿轮球面半径反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力，可根据经验公式来确定 (4.25)式中：行星齿轮球面半径系数，=2.53.0，对于有四个行星齿轮的乘用车和商用车取小值，对于有两个行星齿轮的乘用车及四个行星齿轮的越野车和矿用车取最大值；差速器计算转矩（Nm），= min,；球面半径（mm）。故可计算得：行星齿轮节锥距为： =（0.980.99） (4.26)取之为35.26mm(3) 行星齿轮和半轴齿轮齿数和为了使轮齿有较高的强度，希望取得较大的模数，但尺寸会增大，于是又要求齿数应取少些，但z1一般不少于10。半轴齿轮齿数z2在1425选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1.52.0的范围内，且半轴齿轮齿数和必须能被行星齿轮齿数整除。查阅资料，经方案论证，初定半轴齿轮与行星齿轮的齿数比=2，半轴齿轮齿数=24，行星齿轮的齿数 =12。(4) 行星齿轮和半轴齿轮节锥角、及模数m行星齿轮和半轴齿轮节锥角分别为：= (4.27)=63.43 (4.28)锥齿轮大端的端面模数m为： (4.29)故计算得：根据模数取m=3由D=mz可计算得节圆直径：（5） 压力角汽车差速器齿轮大都采用压力角为2230、齿高系数为0.8的齿形。某些总质量较大的商用车采用25的压力角，以提高齿轮强度。本设计中采用=2230的压力角。(6) 行星齿轮轴直径d及支承长度L行星齿轮轴直径d(mm)为； (4.30)式中： 差速器壳传递的转矩； n行星齿轮数； 行星齿轮支承面中点到锥顶的距离(mm),约为半轴齿轮齿宽中点处平均直径的一半； 支承面允许挤压应力，取98Mpa。 行星齿轮在轴上的支承长度L为：L=1.1d故计算得： L=1.116.4=17.75mm4.2.2 差速器齿轮的材料差速器齿轮和主减速器齿轮一样，基本上都是用渗碳合金钢制造，目前用于制造差速器锥齿轮的材料为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。4.2.3 差速器齿轮几何尺寸计算根据汽车差速器直齿锥齿轮计算步骤，差速器齿轮基本参数的选择已经完成的计算如下：行星齿轮齿数半轴齿轮齿数差速器直齿锥齿轮模数直齿锥齿轮压力角；差速器直齿锥齿轮轴交角；差速器直齿锥齿轮节圆直径；差速器直齿锥齿轮节锥角；需要完成的的计算步骤如下：(1) 直齿锥齿轮的齿面宽 (4.31)取齿面宽系数为0.27，得(2) 齿工作高 (4.32) (3)齿全高 (4.33) (4)直齿圆锥齿轮周节 (4.34) (5)齿顶高 (4.35) 根据前述计算：(6)齿根高 (4.36) (7)径向间隙 (4.37) (8)齿根角 (4.38) (9)直齿圆锥齿轮面锥角 (4.39) (10)直齿锥齿轮根锥角 (4.40) (11)直齿锥齿轮外圆直径 (4.41) (12)直齿锥齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离 (4.42) (13)直齿锥齿轮理论弧齿厚 (4.43)根据下图选取：图4-3 汽车差速器直齿锥齿轮切向修正系数（弧齿厚系数） 根据上图取根据式4-43，得 (14)直齿锥齿轮齿侧间隙根据表4-3选择差速器直齿锥齿轮齿侧间隙为(15)差速器锥齿轮弦齿厚 (4.44) 4.2.4 差速器齿轮强度计算 差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合传动状态，只有当汽车转弯或左、右轮行使不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此，对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度计算。轮齿弯曲应力（MPa）为 = (4.45)式中：n行星齿轮数；J综合系数，其值可根据图4-5选取；b2半轴齿轮齿宽，mm；d2半轴齿轮大端分度圆直径，mm；T半轴齿轮计算转矩（Nm），T=0.6 T0；ks、km、kv按照主减速器齿轮强度计算的有关转矩选取。图4-4 压力角为22.5汽车差速器用直齿锥齿轮的弯曲计算用综合系数根据上图，选取J=0.223；m=3；故计算可得 ：当时，=980Mpa，因此，本设计中差速器齿轮的弯曲强度为达到要求，可以通过修改其基本参数或者通过采用较先进的材料来改善其强度。4.3 全浮式半轴的设计4.3.1 半轴基本参数计算及校核经方案论证，本设计中采用全浮式半轴。半轴的结构设计中主要应注意一下几个问题：半轴的杆部直径应小于或等于半轴花键的底径，以便使半轴各部分基本达到等强度；半轴的破坏形式大多是扭转疲劳损坏，在设计中应尽量增大各过渡部分的圆角半径，尤其是凸缘与杆部、花键与杆部的过渡部分，以减小应力集中；当杆部较粗且凸缘也大时，可采用花键连接的结构；设计全浮式半轴杆部的强度储备应低于驱动桥其他传动零件的强度储备，是半轴起一个“熔丝”的作用，全浮式半轴直接安装于车轮，应视为保安件。全浮式半轴的杆部直径可按下式初步选取 (4.46)式中：d半轴杆部直径(mm)； 半轴计算转矩()； K直径系数，取为0.2050.218. (4.47)带入相关数据，可计算得=4585520故取之为35mm;半轴的扭转切应力为： (4.48)式中：半轴扭转切应力； d半轴直径。故计算得半轴的扭转角为： (4.49)式中：扭转角（/m）； l半轴长度(m)，参考同类型车辆，取之为750mm; G材料的切变模量，这里取之为80Gpa； 半轴断面的极惯性矩，。带入计算可得：半轴计算时的许用应力与所选用的材料、加工方法、热处理工艺及汽车的使用条件有关。当采用40Cr，40MnB，40MnVB，40CrMnMo，40号及45号钢等作为全浮式半轴的材料时，其扭转屈服极限达到784MPa左右。在保证安全系数在1.31.6范围时，半轴扭转许用应力可取为490588MPa。对于越野汽车、矿用汽车等使用条件差的汽车，应该取较大的安全系数，这时许用应力应取小值；对于使用条件较好的公路汽车则可取较大的许用应力。当传递最大转矩时，半轴花键的剪切应力不应超过71.05MPa；挤压应力不应该超过196MPa，半轴单位长度的最大转角不应大于8/m。4.3.2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。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、中频感应淬火的口益增多。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。4.4 驱动桥壳设计4.4.1 桥壳的结构型式桥壳的结构型式大致分为:a）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