商用车驱动桥设计设计说明书

1、1目录摘要2关键词2Abstract2Key words21 概述22 驱动桥结构方案设计33 主减速器设计43.1 主减速器的结构设计43.2 主、从动锥齿轮的支承形式53.2.1 主动锥齿轮支承形式63.2.2 从动锥齿轮的支承73.3 主减速器基本参数的选择与设计计算73.3.1 主减速比的确定73.3.2 主减速齿轮计算载荷的确定83.3.3 锥齿轮主要参数的选择103.3.4 主减速器锥齿轮几何尺寸的计算133.3.5 主减速器锥齿轮强度计算134 对称锥齿轮式差速器设计154.1 差速器齿轮主要参数选择154.2 差速器齿轮的几何尺寸计算174.3 差速器齿轮强度计算175 车轮传

2、动装置设计195.1 结构形式分析195.2 半轴的设计计算195.3 半轴花键计算205.4半轴材料与热处理216 驱动桥壳设计216.1桥壳的结构形式226.2 桥壳的受力分析及强度计算.237 总结.23参考文献25致 谢26商用车驱动桥设计刘亚运甘肃农业大学工学院交通运输专业，甘肃兰州，730070摘要：本设计主要内容是关于轻型货车驱动桥的总成设计和计算过程。选用单级主减速器，采用双曲面齿轮啮合传动，尽量的简化结构，缩减尺寸，有效的利用空间，充分减少材料浪费，减轻整体质量。差速器选用一般的行星齿轮和半轴齿轮传动,同时选用全浮式半轴支承结构和整体式桥壳。在设计计算与强度校核部分，对主减速

3、器主从动齿轮、差速器齿轮、车轮传动装置和花键等重要部件的参数作了选择，同时也对以上的几个部件进行了必要的校核计算。关键词：驱动桥；差速器；主减速器；半轴 The Design of The Drive Axle for TruckLiQing（Major in Transportation in the College of tech of Gansu Agriculture University，Gansu Lanzhou，730070）Abstract：The design is the process of the drive axle for mini-truck. It has se

4、lected the single-grade main-reducer drive axle, it is two hypoid gears, it can simplify the structure, reduce the size, make effect use of the space and materials, reduce the whole quality. The differential choose average planetary gear and half shaft gear transmission, and the choice of serving th

5、e half shaft supporting structure and integral bridge shell.The part of designing conclusion and strength check, parameter of the essential units such as the speed reduction,differential,wheel drive mechanism and so on are selected. At the same time, the author makes the strength check to the main s

6、peed reduction,differential wheels drive mechanism.Key words ：drive axle ；differential gear ；main-reducer；axle shaft1概述驱动桥位于汽车系统的，主要有主减速器 差速器 半轴贺驱动桥壳等组成。即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩合理地分配给左右驱动车轮；其次，驱动桥还要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。对驱动桥的选择有以下要求：1） 选择适当的主减速比，以保证汽车在给定条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。2） 外廓尺寸小

7、，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性要求。3） 齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。4） 在各种载荷和转速工况下有高的传动效率。5） 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。6） 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。7） 结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修 调整方便。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。 2驱动桥结构方案设计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

8、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叫复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。断开式驱动桥的结构特点是没有连接左右车轮的刚性整体外壳或梁，主减速器、差速器以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、差速器和部分车轮传动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，因此可以彼此独立的相对于车架或车身上下摆动，为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，在设计车轮传动时，应采用滑动花键轴或允许轴向适量移动的万向传

9、动机构。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。断开式驱动桥在乘用车和部分越野汽车上应用广泛，非断开式则广泛应用于各个商用车和部分乘用车上。本设计为商用车设计，故采用非断开式驱动桥。为给定基本设计参数的汽车进行总体设计，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，选择并匹

10、配各总成部件的结构形式，计算确定各总成部件的主要参数。本设计选取QL10408EWR1轻型载货汽车，可选取的参数如下表：表2-1额定载荷（kg）最大总质量(kg)最高车速（km/h）比功率(kw/t)比转矩（N·m/t）192039209815.9403减速器设计3.1速器的结构设计主减速器可根据齿轮类型、减速形式以及主、从动齿轮的支承形式不同分类。主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。弧齿锥齿轮传动的特点是主、从动齿轮的轴线垂直相交于一点。由于齿轮端面重叠的影响，至少有两对以上的齿轮同时啮合，因此可以承受较大负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上啮合，而是逐渐

11、由齿的一端连续而平稳的转向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小，但弧齿锥齿轮对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声增大。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。双曲面齿轮传动的特点是主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间上偏移一距离E，此距离称为偏移距离。由于偏移距E的存在，使主动齿轮螺旋角1，大于从动齿轮螺旋角2。根据啮合面上法向力相等，可求出主 从动齿轮圆周力之比，式中：F1、F2分别为主 从动齿轮的圆周力；1、2分别为主从动齿轮的螺旋角。螺旋角是指在锥齿轮节锥表面展开图上的齿线任

12、意一点A的切线与该点和节锥顶点连线之间的夹角，在齿面宽中点处的螺旋角称为中点螺旋角。双曲面齿轮传动比为，式中：ios为双曲面齿轮传动比；r1 、r2分别为主从动齿轮平均分度圆半径。螺旋锥齿轮的传动比为iol= r2/ r1。令,则，由于1>2，所以系数k>1,一般为1.251.50。因此，与弧齿锥齿轮传动相比较，双曲面齿轮传动具有以下优点：1）当双曲面齿轮与弧齿锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动具有更大传动比的。2）当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮有较大直径，较高的齿轮强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。3）当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从

13、动齿轮直径比相应的锥齿轮要小，应而有较大的离地间隙。4）在工作过程中，双曲面齿轮副不仅存在沿齿高方向的侧向滑动，而且还有沿齿长方向的纵向滑动，纵向滑动可改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。5）双曲面传动的主动齿轮的螺旋角较大，同时啮合的齿数较多，重合度大，既可以提高传动的平稳性，又可以使齿轮的弯曲强度提高30%。6）双曲面传动的主动齿轮的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弧齿锥齿轮较大，从而可以降低齿面间的接触应力；7）双曲面齿轮传动的主动齿轮螺旋角大，则不产生根切的最小齿数减少，故可选用较少的齿数，有利于增加传动比。8）双曲面齿轮的偏移距还有利于实现汽车的总体

14、布置。由于双曲面齿轮一系列的优点，因而较弧齿锥齿轮的应用更为广泛。一般情况下，当要求传动比大于4.5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。这是因为如果保持主动齿轮轴颈不变时，则双曲面从动齿轮直径比螺旋锥齿轮小。3.2器减速形式的选择主减速器的减速形式可以分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、单级或者双级减速配以轮边减速等。减速形式的选择主要取决于有动力性、燃油经济性等整车性能所要求的主减速比的大小及其驱动桥下的离地间隙；驱动桥的数目及其布置的形式等。如果只是就主减速比的大小选择减速形式的影响，通常情况下当主减速比<7.6时应该采用单级主减速器。这只是推荐的范围，在确定主减速

15、器的减速形式时会有不同的选择。由于本设计载货汽车的主减速比不是很大，所以本设计采用单级主减速器3.3主、从动锥齿轮的支承形式主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使他们很好的工作。齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，与齿轮的支承刚度也密切有关。3.3.1主动锥齿轮支承形式主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支撑和跨置式支承两种。悬臂式支承结构（图3-1a）的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，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b，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锥顶的轴向力由靠

16、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b应大于2.5倍的悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径的70%还大，另外靠近齿轮的轴颈应不小于a。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承的轴颈比另一轴承的支承轴颈大些，靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承的支承必须能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。支承刚度除了与轴承形式、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的配合紧度有关。图3-1 主减速器锥齿轮的支承形式（a）主动锥齿轮悬臂式；（b）主动锥齿轮跨置式；（c）从动锥齿轮 悬臂式支承结构简单，支承刚度差，用于传递转矩较小的轿

17、车、轻型货车的单级主减速器及许多双击主减速器中。跨置式支承结构（图3-1b）的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，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颈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，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承座，从而使主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。另外，因主、从动齿轮之间的空间很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不下或是齿轮拆装困难。跨置式支承中的导向轴承都为圆柱滚子轴承，

18、并且内外圈可以分离或根本不带内圈。它仅承受径向力，尺寸根据布置位置而定，是易损坏的一种轴承。在需要传递较大转矩情况下，最好采用跨置式支承。本设计题目是主减速器传递转矩较小的货车，因此采用悬臂式支承。3.3.2 从动锥齿轮的支承从动锥齿轮的支承（图3-1c），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例有关。从动，锥齿轮多用圆锥滚子轴承支撑。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来来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%。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴上，应尽量使尺寸c等于或大

19、于尺寸d。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（如图3-2）。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、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如图3-3所示。图3-2 从动锥齿轮辅助支承 图3-3 主、从动锥齿轮的许用偏移量3.4主减速器基本参数的选择与设计计算3.4.1主减速比的确定主减速比i0的大小，对主减速器的结构形式、轮廓尺寸及质量的大小影响很大。主减速比i0的选择，应在汽车总体设计时的传动系的总传动比（包括变速器、分动器和加热器、驱动桥等传动

20、装置的传动比）一起，由汽车的整车动力计算来确定。正如传动系的总传动比及其变化范围（iTmax/iTmin）为设计传动系组成部分的重要依据一样，驱动桥的主减速比是主减速器的设计依据，是设计主减速器时的原始参数。传动系的总传动比，对汽车的动力性、燃料经济性有非常重大的影响，发动机的工作条件也和汽车传动系的传动比有关。可采用优化设计方法对发动机参数与传动系的传动比以及主减速器比i0进行最优匹配。对于具有很大功率的轿车、客车、长途公共汽车，按下式确定i0值， （3-1） 式中：rr为车轮的滚动半径由于轮胎规格为7.00-15LT，则rr=0.367。 np为最大功率时发动机的转速,由已知条件比功率、比

21、转矩、和最大总质量可求得np=3800r/min。vamax为汽车的最高车速，由已知vamax=98km/h； igh为变速器最高档传动比，通常为1。由以上已知条件可以求得i0=5.36。对其它汽车来说，为了用稍微低于最高车速vamax的办法来得到足够的功率储备，主减速器比io一般选的比式（1）求得的大10%25%,即下式： （3-2）式中：igh为变速器的最高档传动比；iFH为分动器或加速器高档传动比； iLB为轮边减速器传动比。在本设计题目中，igh、iFh、iLB都为1，i0在后面的计算中根据情况结合式（2）可做适当的调整。3.3.2 主减速齿轮计算载荷的确定（1）按发动机最大转矩和最低

22、档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩 （3-3）式中：为计算转矩，N·m； n为计算驱动桥数； 为主减速比，i0=5.36； i1为变速器1档传动比，1档有较大的传动比，通常总质量在5.08.0之间的轻型商用车。 K为液力变矩器变矩系数，k=(k0-1)/2+1；ko为最大变矩系数，取k0=1,则k=1。 为发动机最大转矩，N·m。 Kd=为猛接离合器所产生的动载系数，性能系数fi=0的汽车kd=1。fi>0的汽车kd=2或由经验选定，经计算得fi=0，kd=1。 则可计算得Tce=5370N·m（2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （3-4）式中：T

23、cs为计算转矩，N·m；:满载状态下的后桥静载荷；：最大加速度时的后轴负荷系数，商用车为1.11.2；：轮胎与路面间的附着系数，在安装一般轮胎的汽车在良好的混泥土或沥青路上，取0.85；：轮胎的滚动半径；im：轮边减速比；m：轮边传动效率，取m =90%。根据各类汽车的轴荷分配，此设计中汽车后轴轴荷分配为60%68%，则可计算得G2=26123N。则可计算得Tcs=9960N·m。取·m。主动锥齿轮的计算转矩为 （3-5）式中：从动齿轮的计算转矩；：主减速比；：主从动齿轮间的传动效率，对于双曲面齿轮副，当6时，取90%。 则可计算得=1113N·m（3）

24、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （3-6）式中，G：汽车满载总重量； ：道路的滚动阻力系数，对于货车可取0.0150.02；：汽车正常使用的平均爬坡能力系数，对于货车可取0.050.09；：汽车在爬坡时的加速能力系数，取值同前；其它参数取值同前。则可计算得=1362N·m。主动锥齿轮的计算转矩为=282.3 N·m3.3.3 锥齿轮主要参数的选择（1）主、从动锥齿轮齿数和选择主从动齿轮时应考虑如下因素。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、从动齿轮齿数之和应不少于40；3）为了啮合平稳、噪声小和具有高的齿轮

25、弯曲强度，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。表3-1 载货汽车驱动桥主减速器主动锥齿轮齿数传动比（z1/z2）推荐主动锥齿轮最小齿数z1主动锥齿轮允许范围z11.501.751412161.752.001311152.002.501110132.503.00109113.003.50109113.504.00109114.004.5098104.55.08795.006.007686.007.506577.5010556汽车主减速器主动锥齿轮齿数选择见表3-1。根据本设计例题传动比，查表3-1可以选择

26、主动锥齿轮齿数为=7，可计算得从动锥齿轮数=37.52，根据选取时考虑的因素可取=38，重新计算主减速比为=5.43，重新计算N·m。（2）从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数的选择可根据经验公式（7）初选 （3-7）式中，：直径系数，一般取为13.016.0，在此取为14.0；Tc为从动锥齿轮的计算转矩，N·m，N·m。可计算得=246mm。可由下式计算ms=D2/Z2 （3-8）式中，Km为模数系数，Km=0.30.4，取Km=0.35。同时还应满足 （3-9） 由式（8）计算得ms=246/38=6.5。 由式（9）计算得=6.15，最后取计算结果的较小值，可

27、将其圆整为6，重新计算端面直径=228mm。对载货汽车，也可根据主动锥齿轮的计算转矩计算主动锥齿轮大端模数 mz （3-10）系数值取为0.69，计算并圆整mz=7，则主动锥齿轮的大端分度圆直径为D1=49mm。(3)主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2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屑刀头顶面宽过窄及刀尖圆角过小。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，在安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因，使齿轮工作时载荷集中于齿轮小端，会引起齿轮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的减小。但是齿面

28、过窄，齿轮表面的耐磨性会降低。从动锥齿轮齿面宽b2推荐不大于其节锥距A2的0.3倍，则b20.3 A2，但同b2时应满足b210，一般推荐为b2=0.155。则可计算得b2=0.155*228=35mm，经校核满足b210，b1应取得比b2大些，取b1=38mm。(4)双曲面齿轮副偏移距E及偏移方向的选择E值过大将使齿轮纵向滑动过大，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。一般对于轿车和轻型货车E0.12且E40%。另外，主传动比越大，则也应越大，但应保证齿轮不发生根切。根据本设计例题各参数，E0.12=0.12*228=27mm，由于采用双曲面齿轮，因此选择主动锥齿

29、轮下偏移，左旋，从动锥齿轮右旋。(5)中点螺旋角螺旋角沿齿宽是变化的，齿轮大端的螺旋角最大，齿轮小端的螺旋角最小。双曲面齿轮副的中点螺旋角是不相等的，而且>,与之差称为偏移角。越大，则重合度越大，轮齿强度越大，啮合齿数越多，传动平稳。越小，齿轮上所受的轴向力越大，轴承载荷越大，轴承寿命缩短。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为35°40°,货车选用较小值以防止轴向力过大，通常取为35°。(6)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旋转方向影响其所受

30、轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。左旋齿轮使用左手法则判断轴向力方向，拇指指向轴向力方向，其余四指握起方向就是齿轮旋转方向；右旋齿轮使用右手法则判断轴向力方向，拇指指向轴向力方向，其余四指握起方向就是齿轮旋转方向。因此，当发动机旋转方向为逆时针时，采用主动锥齿轮左旋，使轴向力离开锥顶方向。(7)法向压力角法向压力角大一些可以增加齿轮强度，减少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，对于轻负荷工作的齿轮一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。对于双曲面齿轮

31、，大齿轮轮齿两侧压力角是相同的，但小齿轮轮齿两侧压力角是不等的，选取平均值时，货车为或。结合本例，该轻型货车主动锥齿轮选取平均压力角为。3.3.4 主减速器锥齿轮几何尺寸的计算 主减速器锥齿轮几何尺寸见表3-2。表3-2 主、从动锥齿轮参数尺寸参数符号主动锥齿轮从动锥齿轮分度圆直径d=mz49228齿顶高ha= ha*m76.5齿根高hf= (ha*+c*)m8.47.8齿顶圆直径da=d+2hacos63231齿根圆直径df=d-2hfcos33225齿顶角a= arctan3.45°3.2°齿根角f=arctan4.14°3.85°分锥角=arcta

32、n11°79°顶锥角a=+a14.45°82.2°根锥角f=-f6.86°75.15°锥距R=1/2(d12+d22)1/2116116分度圆齿厚S=m/21110齿宽B=0.155d2 38353.3.5 主减速器锥齿轮强度计算（1）单位齿长圆周力按发动机最大转矩计算时 （3-11）式中：发动机最大输出转矩，=156.8N·m； i1变速器传动比，总质量轻些的商用车在5.08.0，在此取i1=7.1；D1主动锥齿轮中心分度圆直径，D1=49mm； b2从动齿面宽，b2=41mm。经计算得P=1108N/mm，如表3-3所示

33、的许用圆周力满足设计要求。压力角是不等的，选取平均值时，货车为或。结合本例，该轻型货车主动锥齿轮选取平均压力角为。许用的单位齿长圆周力P见表3-3。表3-3 单位齿长圆周力许用值p参数类别P（按最大转矩计算）P(按打滑转矩计算)轮胎与地面附着系数1挡2挡3挡乘用车8935363218930.85货车982214（2） 齿轮弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为 （3-12） 1）按计算最大弯曲应力，式中，5441 N·m ；为过载系数，一般取1；为尺寸系数，反应材料性质的不均匀性，当1.6时Ks =（ms/25.4）0.25，经计算得=0.724；为齿面载荷分配

34、系数，悬臂式结构：=1.001.25，在此取为1.10；为质量系数取1,； Jw综合系数，通过查图得，主动齿轮Jw=0.35，从动齿轮Jw=0.29；其余参数同前。计算得=624。2）按计算的疲劳接触应力1362 N·m，其它参数同上，计算得=156。（3）轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为 （3-13）1）按计算最大接触应力式中，Ks为尺寸系数，通常取Ks=1；Kf为表面品质系数，Kf=1；Cp综合弹性系数，钢的齿轮Cp=232.6,；JJ齿面接触强度的综合系数，JJ=0.23,；K0过载系数，取K01； Km齿面载荷分配系数。跨置式支撑结构Km=11.1，取Km=1；Kv质量

35、系数 ，Kv1。=1113N·m，则可计算得2419<,满足设计要求。2）按计算的疲劳接触应力=282.3 N·m，其它参数同上，计算得1161.5<，满足设计要求。锥齿轮材料用20MnTiB，渗碳处理，渗碳厚度为1.1mm，热处理及精加工后，做厚度为0.0050.020的磷化处理或镀铜、镀锡处理，对齿面进行应力喷丸处理。4 对称锥齿轮式差速器设计4.1 差速器齿轮主要参数选择 （1）行星齿轮数n行星齿轮数n需根据承载情况来选择。通常情况下，货车或越野车的n=4，也有少数汽车采用3个行星齿轮。（2）行星齿轮球面半径的确定行星齿轮球面半径反应了差速器锥齿轮节锥距的

36、大小和承载能力，可以根据经验公式来确定 （4-1）式中，为行星齿轮的球面半径系数，=2.53.0，对于有4个行星齿轮的轿车和公路用货车取较小值，此设计中取=2.5；Tc 为差速器计算转矩，N·m ，TcminTce，Tcs=5441N·m；为球面半径，mm。在此设计中根据式4-1可计算得=44mm。差速器行星齿轮球面半径确定以后，可初步根据下式确定节锥距 （4-2）计算得=43mm。 （3）行星齿轮和半轴齿轮齿数的选择通常我们取较大的模数使齿轮具有较高的强度，但尺寸会增大，于是又要求行星齿轮的齿数应取较少，但一般不少于10。半轴齿轮齿数在1425选用。大多数汽车的半轴齿轮与

37、行星齿轮的齿数比/在1.52.0的范围内。为使2个或4个星性齿轮能同时与2个半轴齿轮啮合，2个半轴齿轮齿数必须能被行星齿轮数整除，否则差速器不能装配。在此设计中可以选择=12，半轴齿轮齿数初选为20，与的齿数比为1.67，,两个半轴齿轮齿数和为40，能被行星齿轮数4整除，所以能够保证装配，满足设计要求。（4）行星齿轮和半轴齿轮节锥角1和2及模数m行星齿轮和半轴齿轮节锥角1和2分别为 1=arctan(/)= 2 =arctan(/)= （4-3）锥齿轮大端端面模数m为 （4-4）计算并取整得m=4.0，d2=m=80mm, d1=m=48mm,重新验算节锥距=47mm （4-5）（5）压力角汽

38、车差速齿轮一般采用压力角为、齿高系数为0.8的齿形。（6）行星齿轮轴直径d及支撑长度L行星齿轮轴直径与行星齿轮安装孔直径相同，行星齿轮在轴上的支承长度也就是行星齿轮安装孔的深度。行星齿轮轴直径d为 d= （4-6）式中，T0为差速器壳传递的转矩，N·m；也就是从动锥齿轮计算转矩，可取T0=Td= minTce，Tcs进行计算； n为行星齿轮数； rd为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，而半轴齿轮齿宽中点处平均直径约为0.8d2，即rd=0.4 d2=0.4*80=32mm；为支承面许用挤压应力，取98。计算并取整得d=20mm。行星齿轮在轴上

39、的支承长度为 L=1.1d=22mm。4.2 差速器齿轮的几何尺寸计算汽车差速器用支持锥齿轮的几何尺寸见表4-1。表4-1 汽车差速器用支持锥齿轮的几何尺寸序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数z110,应尽量取小值122半轴齿轮齿数z2=1425203模数m44齿面宽F=A0(0.250.30)；F10m135齿工作高hg=1.6m6.46齿全高h=1.788m+0.0517.27压力角一般汽车：=22°3022°308轴交角=90°90°9节圆直径d1=mz1；d2=mz2d1=48；d2=8010节锥角1=arctan(/)2=arctan(/)1

40、=31°2=59°11节锥距A0=d1/2sin1=d2/2sin24712周节t=3.1416m12.5713齿顶高h1= hgh2,h2=0.43+0.37/(z2/z1)mh1=4.15h2=2.2514齿根高h1=1.788m- h1；h2=1.788m- h2h1=3h2=4.915径向间隙c=h- hg=0.188m+0.051c=0.816齿根角1=arctan(h1/A0)2=arctan(h2/A0)1=3.65°2=1.67°17面锥角01=1+2；02=2+201=34.65°02=60.77°18根锥角R1=1

41、-2R2=2-2R1=29.33°R2=57.43°19外圆直径d01= d1+2 h1cos1；d02= d2+ 2h2cos2d01=55.1；d02=82.320节锥顶点至齿轮外缘距离X01= d2/2- h1sin1X02= d1/2- h2sin2X01=37.86X02=22.074.3 差速器齿轮强度计算按照下式计算差速器齿轮弯曲应力 （4-7）（1）当T0=时，=980，T=0.6·T0=3265 N·m； 为尺寸系数，由于模数m为4.0，大于1.6mm，因此尺寸系数计算得0.629； 为齿面载荷分配系数，取1.0；为质量系数，取1.0；

42、 b2=0.3=14mm；d2=80mm,J=0.24,n=4，代入上式得=954<,满足设计要求。（2）当T0=Tcf时，=210，T=0.6T0=668N·m，其它参数同上，计算得=195<，满足设计要求。差速器齿轮与主减速器齿轮一样，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。由于差速器轮齿齿轮要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。5 车轮传动装置设计5.1 结构形式分析车轮传动装置位于传动系的末端，其基本功用是接受由差速器传来的扭矩并将其传给车轮。对于非断开式的驱动

43、桥，车轮传动装置主要零件为半轴。半轴根据其车轮端的支撑方式不同，可分为半浮式，3/4浮式和全浮式三种形式。半浮式半轴的结构特点试办轴外端支撑轴承位于半轴套管外端的内孔，车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩外，还承受弯矩。其外端还承受由路面对车轮的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半轴有结构简单，质量小，尺寸紧凑，造价低廉的优点，但所受载荷复杂且较大，因此多用于质量较小，使用条件较好，轴承负荷也不大的轿车和微型、轻型货车和客车上。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，直接支撑着车轮轮毂，而半轴则以其端部凸缘与轮毂用螺钉连接。该形式半轴受载情况与半浮式相似，只是

44、载荷有所减轻，一般仅用于轿车和轻型货车上。全浮式半轴的结构特点试办轴外端的凸缘用螺钉与轮毂相连，而轮毂又借用两个圆锥磙子轴承支撑在驱动桥壳的半轴套管上，理论上来说，半轴只承受转矩，作用于驱动桥上的其他反力和弯矩全由桥壳来承受。但实际上由于加工零件的精度和装配精度影响以及桥壳、轴承支承刚度等原因，任可使全浮式半轴承受一定弯矩。具有全浮式半轴的驱动桥外端结构复杂，需要采用形状复杂且质量及尺寸均较大的轮毂，制造成本高，故小型车及轿车不必采用此结构，而广泛用于轻型以上各种载货汽车、越野汽车和客车。本设计采用带有凸缘的全浮式半轴，5.2 半轴的设计计算（1）杆部直径可按照下式进行初选 （5-1）式中，为

45、半轴杆部直径； 为半轴的计算转矩，= 0.6=3265 N·m ； K：为直径系数，一般在2.052.18之间。代入上式计算得d=31m。（2）半轴的扭转切应力为 （5-2）式中：为半轴扭转切应力； 为半轴杆部直径。（3）半轴的扭转角 （5-3）式中，：为扭转角；：半轴长度，定为800mm；G为材料剪切弹性模量：半轴端面极惯性矩，。半轴的扭转应力由下式计算： （5-4）式中，为半轴的扭转应力，MPa； T为半轴的计算转矩，T=3265N·m；d为半轴杆部直径，d=31mm。 将数据带入式（5-3）、（5-4）得：=528MPa。5.3 半轴花键计算半轴和半轴齿轮一般采用渐开

46、线花键连接对花键应进行挤压应力和键齿切应力验算。挤压应力不大于200Mpa，切应力不大于73Mpa。（1）半轴花键的剪切应力 s= （5-5）式中，T为半轴计算转矩，N·m； D为半轴花键外径，D=36mm； d为与之相匹配的花键孔内径，d=32mm； z为花键齿数为8； Lp花键工作长度，Lp=70mm； b为花键齿宽，b=6mm; 为载荷分布的不均匀系数，计算时取0.75。代入公式得s=71.4Mpa。（2）半轴花键的挤压应力 （5-6）式中各参数意义同上，代入公式计算得=189MPa。 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

47、，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。 5.4半轴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

48、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HB

49、388444(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。6 驱动桥壳设计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

50、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。6.1桥壳的结构形式桥壳的结构形式大致分为可分式三种可分式桥壳、整体式桥壳和组合式桥壳。（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、