毕业设计（论文）毕业设计驱动桥设计计算说明书

1绪论11课题背景及目的随着汽车工业的发展和汽车技术的提高，驱动桥的设计和制造工艺都在日益完善。驱动桥和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在结构设计中日益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织专业化目标前进。应采用能以几种典型的零部件，以不同方案组合的设计方法和生产方式达到驱动桥产品的系列化或变形的目的，或力求做到将某一类型的驱动桥以更多或增减不多的零件，用到不同的性能、不同吨位、不同用途并由单桥驱动到多桥驱动的许多变形汽车上。本设计要求根据CS1028皮卡车在一定的程度上既有轿车的舒适性又有货车的载货性能，使车辆既可载人又可载货，行驶范围广的特点，要求驱动桥在保证日常使用基本要求的同时极力强调其对恶劣路况的适应力。驱动桥是汽车最重要的系统之一，是为汽车传输和分配动力所设计的。通过本课题设计，使我们对所学过的基础理论和专业知识进行一次全面的，系统的回顾和总结，提高我们独立思考能力和团结协作的工作作风。12研究现状和发展趋势随着汽车向采用大功率发动机和轻量化方向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。1为减小驱动轮的外廓尺寸,目前主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮。实践和理论分析证明，螺旋锥齿轮不发生根切的最小齿数比直齿齿轮的最小齿数少。显然采用螺旋锥齿轮在同样传动比下，主减速器的结构就比较紧凑。此外，它还具有运转平稳、噪声较小等优点。因而在汽车上曾获得广泛的应用。近年来，准双曲面齿轮在广泛应用到轿车的基础上，愈来愈多的在中型、重型货车上得到采用。3在现代汽车发展中，对主减速器的要求除了扭矩传输能力、机械效率和重量指标外，它的噪声性能已成为关键性的指标。噪声源主要来自主、被动齿轮。噪声的强弱基本上取决于齿轮的加工方法。区别于常规的加工方法，采用磨齿工艺，采用适当的磨削方法可以消除在热处理中产生的变形。因此，与常规加工方法相比，磨齿工艺可获得很高的精度和很好的重复性。4汽车在行驶过程中的使用条件是千变万化的。为了扩大汽车对这些不同使用条件的适应范围，在某些中型车辆上有时将主减速器做成双速的，它既可以得到大的主减速比又可得到所谓多档高速，以提高汽车在不同使用条件下的动力性和燃料经济性。13课题研究方法1到实验室了解驱动桥的构成。2通过上网，查阅书籍等途径来熟悉它的工作原理。3不懂的问题请教老师，与同组同学商量。14论文构成及研究内容论文构成摘要、正文、英文翻译、设计图纸研究内容国内外CS1028皮卡车驱动桥的研究资料论述、驱动桥结构方案选择、主减速器设计计算、差速器设计计算、半轴设计计算、驱动桥壳的选择2驱动桥设计21概述驱动桥是汽车传动系的主要组成部分。汽车的驱动桥处于传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动轮，并使左、右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢的铅垂力、纵向力和横向力。它要保证当变速器处于最高挡时，在良好的路面上有足够的牵引力以克服行驶阻力和获得汽车最大的速度，这主要取决于驱动桥的传动比。虽然在汽车的整体设计时，从整车性能出发决定驱动桥的传动比，但是用什么形式的驱动桥、什么结构的主减速器和差速器等在驱动桥设计中要具体考虑。决大多数的发动机在汽车上是纵置的，为了使扭矩传给车轮，驱动桥必须改变扭矩的方向，同时根据车辆的具体要求解决左右扭矩的分配。整体式驱动桥一方面需要承担汽车的载荷；另一方面车轮上的作用力以及传递扭矩所产生的作用力矩都要由驱动桥承担，所以驱动桥的零件必须具有足够的强度和刚度，以保证机件的可靠工作。驱动桥还必须满足通过性和平顺性的要求。6。在一般的汽车结构中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置和桥壳等组成。它们应具有足够的强度和寿命、良好的工艺、合适的材料和热处理等。对零件应进行良好的润滑并减少系统的振动和噪音等1。驱动桥的结构型式虽然可以各不相同，但在使用中对它们的基本要求却是一致的，其基本要求可以归纳为11）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油经济性。2）差速器在保证左、右驱动车轮能以汽车运动学所要求的差速滚动外并能将转矩平稳而连续不断（无脉动）地传递给左、右驱动车轮。3）当左右驱动车轮与地面的附着系数不同时，应能充分利用汽车的牵引力。4）能承受和传递路面和车架式车厢的铅垂力、纵向力和横向力以及驱动时的反作用力矩和制动时的制动力矩。5）驱动桥各零部件在保证其强度、刚度、可靠性及寿命的前提下应力求减小簧下质量，以减小不平路面对驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车的平顺性。6）轮廓尺寸不大以便于汽车的总体布并与所要求的驱动桥离地间隙相适应。7）齿轮与其他传动机件工作平稳，无噪声。8）驱动桥总成及零部件的设计应能满足零件的标准化，部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求。9）在各种载荷及转速工况下有高的传动效率。10）结构简单，维修方便，机件工艺性好，容易制造。表21汽车的主要技术参数总质量2305发动机的位置前置横列轴距2700车长/宽/高4820/1870/1835变速器型式手动五挡变速器轮胎尺寸235/75R15发动机额定功率/转速78/4600最大扭矩/转速190/3200最大爬坡度30最小离地间隙200接近角29离去角2750传动轴开式，两节，中间支撑最高车速120满载前900后1405轴荷分配空载前845后780一挡二挡三挡四档五挡倒挡变速器速比392771971413922驱动桥的结构方案在选择驱动桥总成的结构型式时，应当从所设计汽车的类型及使用、生产条件出发，并和所设计汽车的其他部件，尤其是悬架的结构型式与特性相适应，以共同保证整个汽车预期使用性能的实现。驱动桥的总成的结构型式，按其总体布置来说有三种普通的非断开式驱动桥、带有摆动半轴的非断开式驱动桥合和断开式驱动桥5。驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式（或称为整体式），即驱动桥是一根连接左右驱动车轮的刚性空心梁，而主减速器、差速器及车轮传动装置（由左、右半轴组成）都装在它里面。当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。这种驱动桥无刚性的整体外壳，主减速器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮则与车架或车身作弹性联系，并可彼此独立地分别相对于车架或车身作上下摆动，车轮传动装置采用万向传动机构。为了防止运动干涉，应采用花键轴或一种允许两轴能有适量轴向移动的万向传动机构。非断开式驱动桥的桥壳是一跟支承在左右驱动车论上的刚性空心梁，而主减速器、差速器及半轴等传动机件都装在其中。这时，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，使汽车的非悬挂质量较大，这是普通非断开式驱动桥的一个缺点。整个驱动桥通过弹性悬架与车架连接。非断开式驱动桥的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。因此，在汽车的平顺性、操纵稳定性和通过性等方面不如断开式驱动桥。但是断开式驱动桥结构简单、制造工艺性好、成本低、工作可靠、维修调整容易，因而广泛用在各种载货汽车、客车及多数的越野汽车和部分轿车上。1主减速器2套筒3差速器4、7半轴5调整螺母6调整垫片8桥壳图21非断开式驱动桥非断开式驱动桥结构简单，工作可靠，成本较低，但非悬挂质量大，广泛应用各种商用车和部分乘用车上，CS1028皮卡车是商用车，考虑经济性，在非断开式驱动桥能满足其性能的情况下，选择非断开式驱动桥。现代驱动桥主要由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。其结构图如21所示23主减速器设计231主减速器的结构形式的选择2311主减速器的减速形式单级主减速器由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点，广泛用在主减速比I050符合要求。（2）节圆直径的选择可根据文献1推荐的从动锥齿轮的计算转矩中取较小值按经验公式选出20557MM（26）32CDTK式中D2从动锥齿轮的节圆直径，MM；KD2直径系数，KD2130153；TC计算转矩，NM3034395NM根据该式可知从动锥齿轮大端分度圆直径的取值范围为18965MM22320MM参考文献5中推荐当以挡传递时，节圆直径应大于或等于以下两式算得数值中MAXET2D较小值200MM0MAX213460ITDGE287MMRG285即在本设计中需使200MMD当以直接传递时，则需满足以下条件MAXET2169MM02574ID最后根据上两式中所选得的值中的较大者，即可取206MM2D2D（3）齿轮端面模数的选择D2选定后，可按式MD2/Z2算出从动锥齿轮大端端面模数为468，并用下式校核（27）3TCKM式中TC计算转矩，NM；3034395NMKM模数系数，取KM0304。由（27）可得模数的取值范围为434579故模数取468合适。（4）齿面宽的选择汽车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽BMM推荐为10B0155D2（28）01552063193MM式中D2从动齿轮节圆直径，206MM。并且B要小于10M即46818MM。考虑到齿轮强度要求取34MM。小锥齿轮的齿面宽一般要比大锥齿轮的大10,故取38MM。（5）双曲面齿轮的偏移距E轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的E值，不应超过从动齿轮节锥距A0的40接近于从动齿轮节圆直径D2的20；而载货汽车、越野汽车和公共汽车等重负荷传动，E则不应超过从动齿轮节锥距A0的20（或取E值为D的1012，且一般不超过12）。传动比愈大则正也应愈大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距E可达从动齿轮节圆直径D2的2030。但当E大干D2的20时，应检查是否存在根切5。该车属轻负荷传动，故取E为41MM。（6）双曲面齿轮的偏移方向与螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋方向它是这样规定的，由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮处于右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮中心线上方时，则为上偏移，在下方时则为下偏移。双曲面齿轮的偏移方向与其轮齿的螺旋方向间有一定的关系下偏移时主动齿轮的螺旋方向为左旋，从动齿轮为右旋；上偏移时主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋。1该车取下偏移主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋。（7）齿轮法向压力角的选择格里森制规定轿车主减速器螺旋锥齿轮选用1430，或16的法向压力角；载货汽车和重型汽车则应分别选用20、2230的法向压力角。对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽车选用2230的平均压力角，轿车选用19的平均压力角。当ZL8时，其平均压力角均选用2115。1该轿车取齿轮法向压力角为19233双曲面齿轮的几何尺寸计算表22圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算用表5MM序号名称计算说明结果1小齿轮齿数Z1102大齿轮齿数Z2443笫一项计算值，第项计算值Z1/Z202272727274大齿轮齿面宽B345小齿轮轴线偏移距E416大齿轮分度圆直径D22067刀盘名义半径RD793758小齿轮螺旋角的预选值15392正切值TG1132704510初选大轮分锥交余切值2ICTGR30272726112IR的正弦值SIN2I09620912大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径26410MR86644513大、小轮螺旋角的正弦值SIN5104552614I的余弦值COI089035915初定小轮扩大系数4931494516小轮中点分度圆半径换算值12196919317小齿轮在齿而宽中点处的分度圆半径156MR294296轮齿收缩系数TR；当Z112时，02R或者13T18TR002（1）106；当Z112时，TR13012619近似计算公法线KK在大轮轴线上的投影127034712641第一次计算值第二次计算值第三次计算值20大轮轴线在小轮回转平面内偏置角正切519TG01181130129932014920321角余弦值0210069571008412101017822正弦值SIN101173500128898014775423大轮轴线在小轮回转平面内偏置角67391657405957849679924初算大轮回转平面内偏置角正弦25172SIN043355504296290423219252角正切2TG04811250475777046711526初算小轮分锥角正切15T024560402709230316312271角余弦1COS0971139096520409534428第一次校正螺旋角差值2如的正弦24IN70446440445117044388629角余弦2COS08948140895472089608330第一次校正螺旋角正切1598TG13460261348549135091231扩大系数的修正量200084740009572001059432大轮扩大系数的修正量的换算值3100019260002175000240833校正后大轮偏置角的正弦值1SIN243043378104299090423575341正切1TG04814340476158046759335校正后小轮偏置角的正弦值2/3402437510270706031598836小齿轮节锥角113698769151472917535936371角的余弦COS09715540965257095352838第二次校正螺旋角差值1的正弦1IN3/7044648204453830444219391265181712644784226373364401的余弦COS08947930895343089591841第二次校正螺旋角差值1的正弦153408TG13269671326548132642242小齿轮中点螺旋角1，应与（8）项的预选值非常接近1529983915298968852987078431的余弦1COS06018370601969060199544确定大轮螺旋角243926480222654184626613714452的余弦2CS08950880894601089404746的正切TG04981510499494050106247大轮分锥角的余切2/3C02705280299829034882648大齿轮节锥角7486223273309745707699492的正弦2SIN09653010957871094420350的余弦CO02611410287980329363511723301276873032512630654369525033161778530153065126292874453两背锥之和123617454723318557782935831354大轮锥距在螺旋线中点切线方向上投影4980300057808188998199886755小轮锥距在螺旋线中点切线方向上投影351/7438721674242735840024656极限齿形角正切负值146453OTG0162290147784012390657极限齿形角负值1O921818684065527063318581O的余弦CS098708509892560992411594561000714800064650005361605200002440000240000236614597329720354532009664788754005626100009900024670004928635902000838200091770010525644639888045890122487841900265齿线曲率半径58DR100174208911012727901867566比较值7/607923708712831004509673010074855；07727286851734；（35）78380933；030130369左60102059270R圆心至轴线交叉点的距离951MZ2894394771大齿轮节锥顶点至小齿轮轴线的距离；“”表示节锥顶点越过了小齿轮的轴线，“”边式节锥顶点在大齿轮轮体和小齿轮轴线之间2470126403672在节平面内大齿轮面宽中点锥距1249MA9171650673大齿轮节锥距056O109086711747321737020575GMH大齿轮在齿面宽度中点处的工作齿高；K齿高系数，1245GMKH70385077612467050666477945054943678轮齿两侧压力角的总和，此值为平均压力角的两倍I38O79SIN061566180平均压力角7820I19O81COSI094551982ITG034432883782159567684双重收缩齿齿根角总和（）10563D3829622485大齿轮齿顶高系数AK0170861508B09887大齿轮齿面宽中点处的齿顶高27MH11965488大齿轮齿面宽中点处的齿根高2580694773789大齿轮齿顶角2108506，90SIN001893791大齿轮齿根角231785865992SI00923393大齿轮的齿顶高287490H152548994大齿轮的齿根高2855152895C径向间隙015C110577696大齿轮齿全高934H1007701497大齿轮齿工作高6GH897123898大齿轮的圆锥角281O7185496O992SINO0950271100C0311424101大齿轮的根锥角24891R654722561022SIN0909761032COR04151341042TG0456311105大齿轮外圆直径293506OD207004877106大轮大端分度圆中线至轴线交叉点的距离743466505107大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离210693OX33224682108大圆顶圆齿顶高与分度圆处齿高之差7890568564109大端分度圆处与齿根处高度差2011671263110大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离78OZ0695472111大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离109R293529911227499806441113修正后小轮轴线在大轮回转平面内偏置角正弦5SIN10410795114COS0911728115TG04505681161SIN034O0378489117小齿轮的面锥角1O22240137O118CS09256061191OTG040891120029539096325121小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离104OG849625112238679TG左0032581123；COS18661；099947124312左；S25507264；09099091251764704201；0996631126/右右（23）（4）右右（）8001613；0618736127/右右（1）（）1098429128左右（68）（7）（6）78741456129/25右09287351304119079937131小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离128130129B751269657519213241273018266649133小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线距离128132129B7512657421602134123105071443说明表22中的第65项求得的齿线曲率半径与第7项选顶的刀盘半径之差不应超过的1，否则要重新DRDRDR试算第20项至第65项。234主减速器双曲面齿轮的强度计算2341单位齿长上的圆周力135小齿轮外圆直径193405OD859295281367296084546137在大轮回转平面内偏置角正弦05SIN1360426708138在大轮回转平面内偏置角0252587931390COS0904391409155672854141小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离374019RG0528341142SIN0281649143小齿轮根锥角1R16358632144COS09595181451RTG0293532146最小齿侧间隙允许值MINB012147最大齿侧间隙允许值AX0181489020111267149641860293936150在节平面内大齿轮内锥距13A73039455（29）FPP/式中P单位齿长上的圆角力，NMM；P作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩TEAMX和最大附着力矩两种载荷工况进行计算；F从动齿轮的齿面宽，MM。按发动机最大转矩计算时（210）DNIKTPFGE2/1013MAX第一挡863805MPA8时为HRC2945，当M58时，为1014MM；M8时，为1216MM。所以此设计中的渗碳层深度为10MM由于新齿轮润滑不良，为了防止齿轮在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期磨损，圆锥齿轮与双曲面齿轮副或仅大齿轮在热处理及精加工如磨齿或配对研磨后均予以厚度为000500100020MM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。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进行渗硫处理。渗硫处理时的温度低，故不会引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可显著降低，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。237主减速器的润滑主减速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，因为其润堵不能靠润滑油的飞溅来实现。为此，通常是在从动齿轮的前端近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过进油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥浪子的小端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环。这样不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被损坏。为了保证有足够的润滑油能流进差速器，有的采用专门的导油匙。为了防止因温度升高而使主减速器壳和桥壳内部压力增高所引起的谓油，应在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞，后者应避开油溅所及之处。加油孔应设置在加油方便之处，抽孔位置也决定了油面位置低处，但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。124差速器设计与计算根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及它们之间的相互关系表明汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的。例如，转弯时外侧车轮的行程总要比内侧的长。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，或由于左右车轮轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等因素引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求车轮行程不等。在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根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运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。这不仅会使轮胎过早磨损、无益地消耗功率和燃料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能力而使稳定性变坏。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮间都装有差速器，后者保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学要求。2241差速器类型的选择1轴承2调整螺母3,7差速器壳4半轴齿轮垫片5半轴齿轮6行星齿轮8轴架9长轴10行星齿轮止推片11短轴图23差速器零件图本设计采用普通的对称式圆锥行星齿轮差速器。此种差速器由于其结构简单、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个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。如上图23所示。242差速器齿轮的基本参数选择（1）行星齿轮数目的选择1轿车常用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。此设计采用2个行星齿轮（2）行星齿轮球面半径RBMM的确定1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半径RB，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代替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2273DBMKR式中KB行星齿轮球面半径系数，KB252299，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2个行星齿轮的轿车以及越野汽车、矿用汽车取最大值；取KB29MD计算转矩，NM。按上式可以计算出行星齿轮球面半径RB为41984MMRB确定后，即可根据下式预选其节锥距A0098099RB（228）此设计选用较大值4156MM（3）行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择1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少，但一般不应少于10。此设计行星齿轮的齿数选Z1择10半轴齿轮的齿数采用1425。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在152范围内。考虑到在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数Z2L、Z2R之和，必须能被行星齿轮的数目N所整除，否则将不能安装。半轴齿轮的齿数选Z用18（4）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定1先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角、1229050（229）/ARCTN211Z18/0ARCTN60950（2230）式中Z1、Z2行星齿轮和半轴齿轮齿数。再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数（22010SINSIZAZM31）40410/59SIN462O算出模数后，节圆直径D即可由下式求得（2MZD32）行星齿轮节圆直径10404MMMZD034半轴齿轮节圆直径184037272MM齿面宽的选择双曲面齿轮的轮齿面宽2MM推荐为10BZ（02500300）A0（02500300）4116103912468MM式中D齿轮节圆直径，MM。并且F要小于10M即40MM。考虑到齿轮强度要求取12MM。（5）压力角过去汽车差速器齿轮都选用20压力角，这时齿高系数为L，而最少齿数是13。目前汽车差速器齿轮大都选用2230，的压力角，齿高系数为08，最少齿数可减至10，并且在小齿轮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20的少，故可用较大的模数以提高齿轮的强度。1此设计差速器齿轮大采用2230的压力角，齿高系数取08（6）行星齿轮安装孔直径及其深度L的确定1（2103DCRNT33）220323MM式中T0差速器传递的转矩，3034395NM；N行星齿轮数；2RD为行星齿轮支承面中点到锥顶的距高，MM；240DR支承面的许用挤压应力，取为98MPA。C行星齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度。通常取11222857242355MM1L243差速器齿轮的几何参数的计算表24差速器齿轮的几何参数的计算5序号项目计算公式结果1行星齿轮齿数Z1应尽量取小值,0102半轴齿轮齿数Z21425,且需满足式（414）183模数M40364齿面宽F025030A0F10M125齿工作高HG16M645766齿全高H1788M0051725117压力角一般汽车A；某些重型汽车A25O302O2258轴交角O990O9节圆直径D1MZ1D2MZ24026；72487210节锥角；211ARCTNZ122ARCTNZ或90O1290546。O；609454O11节锥距AO21SINI2D41459512周节T31416M12650913齿顶高MZHG2121370442516；2191414齿根高2“2117878HM29485；5008715径向间隙051HCG0808116齿根角OOAHH“22“11ARCTNARCTN40679O；68885O17面锥角120210359434O；650133O18根锥角221RR2498670；540569019外圆直径22011COSHD477021；74612720节锥顶点至齿轮外缘距离21021SINH341773；18212721理论弧齿厚MATSST221126215；0520122齿侧间隙B见表319采用高精度一栏的数值014323弦齿厚262632131BDSBDS25481；0448624弦齿高22114COS4COSHH42889；21919244差逮器齿轮与强度计算1汽车差速器齿轮的弯曲应力为（234）23102DJBNMKTVMSW按计算转矩进行计算时951MPA23102DJBNVMSW式中T差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，NM；1820637NTJ/60N差速器行星齿轮数目；2J计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，见参考文献3图411查得为0225按日常行驶平均转矩计算所得的汽车差速器齿轮的弯曲应力，应不大于2109MPA；按计算转矩进行计算时，弯曲应力应不大于980MPA。从上可知设计的齿轮符合要求。25半轴的设计半轴是在差速器与驱动轮之间传递动力的实心轴。其内端与差速器的半轴齿轮（BEVELSIDEGEAR）连接，外端则与驱动轮的轮毂相连。半轴与驱动轮的轮毂在驱动桥壳上的支称形式，决定了半轴的受力情况5。251半轴的型式半轴的型式主要取决于半轴的支承型式。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浮式和全浮式三种形式。此设计选用全浮式。252半轴的设计与计算半轴的主要尺寸是它的直径，在设计时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的半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径，然后对它进行强度计算。11全浮式半轴计算载荷的确定OGEIT1MAX（235）差速器的转矩分配系数，对圆锥行星齿轮差速器可取06；AXE发动机的最大转矩1GI变速器的一挡传动比O主减速比计算得T202293NM2全浮式半轴杆部直径的初选和确定MTTD492876182051960333（236）D半轴杆部直径T半轴计算载荷半轴扭转许用应力所以取半轴杆部直径为MD28253半轴的强度验算1全浮式半轴扭转应力316DT（237）半轴的扭转应力T半轴计算载荷T202293NMD半轴杆部直径MD28半轴扭转许用应力MPAPA54901852半轴最大扭转角3GJTL（238）T半轴承受的最大转矩；T202293NML半轴的长度；L846MMG材料的弹性模量；G794GPAJ半轴横截面的极惯性矩432DJ0328653半轴花键的剪切应力【2】BZLDDTPABS413（239）T半轴承受的最大转矩，MNT3627BD半轴花键的外径，32MMBDAD相配合花键孔的内径，26MMADZ花键齿数，Z10PL花键的工作长度，64MMPLB花键的齿宽，B6MM载荷分布不均匀系数，075MPAS534半轴花键的挤压应力PABABCZLDDT24103（240）T，B，AD，Z，P，见式（65）下说明当传递最大转矩时，半轴花键的剪切应力不应超过7105MPA，半轴花键的挤压应力不应超过196MPA。通过计算说明半轴强度足够了。在通常的设计中常使半轴的强度储备低于驱动桥其他传递转矩零件的强度储备，使半轴起类似电路中的“保险丝”的作用。26驱动桥壳设计整体式桥壳是把整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一整体的空心梁，其刚度和强度都比较好。桥壳将车体上的重力传到车轮并将作用在车轮上的牵引力，制动力，侧向力传给悬架和车架。其内部用来安装主减速器、差速器和半轴等。桥壳的作用就是直接承受汽车后部的负荷。当汽车直线行驶时，桥壳承受垂直和水平负荷，当汽车制动时，桥壳承受垂直和水平负荷及由制动力产生的扭转力矩，而汽车侧向滑移时，后桥壳承受垂直和侧向负荷。由此可知，后桥壳在实际使用中的工况是比较复杂的。因此