【微型面包车驱动桥结构设计18000字（论文）】

微型面包车驱动桥结构设计 3 4 62.1主减速器的结构形式 62.1.1主减速器的齿轮类型 62.1.2主减速器的减速形式 2.1.3主和从减速器的驱动主、从齿轮驱动方式锥齿轮轴和支撑轴承驱动方式 2.2主减速器的基本参数选择与设计计算 92.2.1车型主要参数 92.2.2主减速器计算载荷的确定 92.2.3主减速器基本参数的选择 1 213.1对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 3.2对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 23.3对称式行星圆锥形齿轮行星转动齿轮垫片差速器结构设计 3.3.1差速器齿轮的基本参数的选择 233.3.2差速器齿轮的几何计算 3.3.3差速器齿轮的强度计算 4.1全浮式半轴计算载荷的确定 4.1.1第一种载荷计算 4.1.2第二种载荷计算 4.1.3第三种载荷计算 4.2全浮式半轴的杆部直径的初选 4.3全浮式半轴的强度计算 4.4半轴花键的强度计算 4.5半轴结构材料选择及热处理 5.1钢板冲压焊接整体式桥壳的结构 365.2桥壳的受力分析与强度计算 375.2.1桥壳的静弯曲应力计算 5.2.2在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算 395.2.3汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算 405.2.4汽车紧急制动时的桥壳强度计算 44参考文献 443高效率，高性能的微型面包车来说应该使用输出功率大的发动机来完成大的转通过反复选择并重新设计了各种主驱动减速器的主动减速齿轮和从动减速齿轮，关键字：微型面包车驱动桥单级减速桥双曲面锥齿轮前言4但在设计驱动桥时应考虑什么形式的驱动桥，和怎样构造的主减速器和差速器需要根据实际情况来决定。汽车系统中的大多数柴油发动机都通常是处于纵向的。为了将车轮扭矩传递反馈给左右车轮，要求必须及时改变车轮扭矩的传递方向，驱动桥还必须能够满足汽车通行时的制动能力和平滑度的一定要求。在一般的轻型面包汽车动力传动系统结构中，重要的机械零部件也都广泛应用于保证产品具有安全性和足够的通用机械运动强度和连续使用寿命，良好的机械制作安装工艺，合适的材质和热处理等，并对零件进行良好的润滑，降低系统的震动和噪声。第一章驱动桥结构方案分析在我们选择生产车辆和总成的整体结构设计型式时，要从我们所需要的设计生产车的结构型式，用途和设计生产车的条件特点出发，与我们设计需要的整体结构设计型式和性能特点相相互适应，才能保证设计整车车辆预期使用性能的顺利实现。根据系统总平面图的布置，驱动桥主要有三种基本装配方式结构：普通非开放式曲轴驱动桥，带有可摆动旋转轴的非开放式曲轴驱动桥和开放式曲轴驱动驱动桥的整体结构设计形式与每个驱动轮的动力悬挂结构形式密切十分相关。当一个车轮应该是非独立驱动悬挂时，驱动桥结构应该应当是不破碎的(或者动安全协调。主轴和减速器部件及其壳体应安装在结构框架架上或结构主体上。两侧的动力驱动轮与整个车架或整体车身间有弹性支架连接，可同时相对于整个车架或整体车身进行独立上下左右摆动。车轮传动装置就是采用万向交流传动控制机构。为了有效防止轴向运动时的干涉，应考虑使用一种花键轴或一种允许两个轴向的轴向相同移动的小型通用轴向传动控制机构。桥壳是支撑在左右驱动桥上的刚性空心梁，其中安装了主减速器，差速器，半轴等传动部件。此时，整个车轮的质量以及传动轴的部分质量属于汽车的非悬架质量，这使汽车的非悬架质量更大，这是普通非断式的一个缺点。整个驱动桥通过弹性悬挂与车架相连。整个悬挂驱动桥和整个驱动轮的部件质量以及未被切断开挂在驱动桥上的传动轮和轴的部分部件质量都是属于承载车辆的非传动悬挂部5件质量。因此，车辆的行驶平顺性，操纵时的稳定性和通过性能都不如传统分体式整方便等诸多优点，被广泛应用于各种轻型载重汽车，客车，大部分轻型越野车和部分中型轿车中。1一半轴主减速器2一传动套筒3一自动差速器4、7一半轴5一齿轮调整器和螺母6一调整垫片8一桥壳对于五菱宏光面包车所选用的驱动桥为非断开式驱动桥。其基本结构图格式如1.1所示：6第二章主减速器设计主动式减速器的总体结构设计形式主要部分是根据其传动齿轮的结构类型，主动减速齿轮和从动减速齿轮的横向安置传动方法以及被动减速结构形式的不主动式减速器的传动齿轮主要有直角弧形多齿面圆锥齿轮，双曲面圆锥齿轮，圆柱齿轮和弧形蜗轮以及蜗杆等多种形式。在此主要选用双曲面传动齿轮进行传1)扭矩当双同轴曲面传动齿轮与同轴螺旋式圆锥齿轮传动尺寸相同时，双同轴曲面传动齿轮将具有更大的齿轮传动扭矩比。2)当轴承齿轮轴的传动比一定时，从动轴向旋转轴承齿轮轴的直径轴承尺寸相同时，双旋螺旋轴曲面主动圆锥旋转轴向齿轮轴承直径尺寸比及其相应的主动螺旋面轴向圆锥旋转齿轮比均应具有较大的轴向传动轴承直径，较高的轴向旋转轴承齿轮和轴传动时的强度以及较大的主动轴向旋转轴承齿轮轴和轴向旋转传动轴承齿轮传动时的刚度。3)当离地传动比一定时，主动时的齿轮离地尺寸相同时，双齿轮曲面圆锥齿轮从动时的齿轮离地直径传动比及其相应的齿轮螺旋桨圆锥齿轮较小，因而也具有较大的齿轮离地传动间隙4)在各种的加工作业和机械工程中，双向单齿轮副的曲面垂直滑动和单齿轮副不仅同时仍然存在沿着滑动轮齿主轴高齿低齿宽方向的高度进行侧向曲线倾斜垂直滑动，而且同时存在还有沿着滑动轮齿主轴长齿短齿宽方向的一定高度进行纵向曲线倾斜垂直滑动。纵向滑动磨合性和滑动中的轮齿加速可以有效控制改变论中轮齿的速度横向滑动磨合性和滑动运转过程，使其中的轮齿滑动具有更高的纵向滑动速度运转性和滑动平稳性。5)主动双曲面陀螺齿轮两轴传动的主动陀螺齿轮旋转直径和主动螺旋旋转角都很大，所以两轴相啮更适合两个齿轮的传动当量曲率传动半径较齿轮相应的三轴螺旋式圆锥齿轮大，其主要结果就是使其对7齿面的机械接触性和强度大大提高。6)采用双曲面旋转齿轮主动式使齿轮的径向螺旋旋转角变大，则不需要产生根切的最小传动齿数也就可大大减少，所以适当选用较少的最小齿数，有利于大大增加齿轮传动扭矩比。7)双曲面齿轮的主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大。因而切削刃寿命较长。8)多轴双曲面主动传向齿轮轴承应布置在从动传向齿轮的主轴中心上方，便于多轴齿轮驱动桥的双向贯通，增大轴向传动齿轮轴的固定离地高度。1)沿着两个齿齿延长线的平行方向滑动进行齿齿纵向上的滑动也很有可能会滑动导致齿齿摩擦力矩的损失大大幅度增加，降低了齿齿传动的工作效率。双曲面矩形齿轮副的低速传动系统效率大约为96%,而锥形螺旋桨和圆锥矩形齿轮副的高速传动系统效率大约为99%。2)由于整体齿面之间的摩擦压力与整体摩擦相互作用很有可能同时会直接造成整体油膜的腐蚀破坏及对整体齿面的腐蚀烧结被异物咬死，也就是说使用抗腐蚀胶合剂的性能有所降低。3)单轴双曲面主动轴承齿轮在正常工作时由于具有较大的旋转轴向传动力，使其主动轴承的承载重量和传动负荷相对较大。4)如果采用双螺旋曲面体和齿轮高速传动必须首先选择一种能够可以有效地帮助改善中性润滑油保护膜的传动强度及有效防止膜刮损的无添加剂，螺旋体或圆锥体和齿轮高速传动等的专用中性润滑油。双曲面式齿轮具备了一系列的特殊性和优点，因此本次设计选择了双曲面式齿轮进行传动。2.1.2主减速器的减速形式本次系统设计中所选择采用的主要是单级液压主驱动减速器：由于这种单级液压主驱动减速器在系统设计上不仅具有了系统结构简单、质量小、尺寸紧凑及采用生产过程制造费用低廉等诸多重要优点，广泛应用于单级主减速电阻系数小于i0<7.6的各类中、小型电动轿车上。根据目前五菱丰田宏光微型电动面包车的8单级微型主传动减速器的设计优势十分凸显。2.1.3主和从减速器的驱动主、从齿轮驱动方式锥齿轮轴和支撑轴承驱动方式在现代车中主减速器的悬臂和跨置式齿轮支承主要采用两种方法：悬臂和横向传递。如图2-1所示。跨式横置式轴承支撑的主要结构特征就是在每个支承圆锥体和齿轮两端的支承轴上都分别设有一个跨置轴承，这样可以同时使得整个轴承的传动负荷大大降低，齿轮与支承轴啮齿结合的运动条件可以得到大大改善。跨置式的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，从而导致了主减速器的壳体组成和结构的复杂性。跨置式支撑拆卸困难，导向轴承本身就是个容易受到破坏对悬臂式支承的结构设计，支承与传动悬臂之间的连接距离宜主要取决于悬臂支承高度是否大于2.5倍。为了能够保证安全、容易进行拆装，宜选择使最大能接近传动齿轮的一个轴承使其支撑的齿轮轴径远远不要大于另一个齿轮轴承。悬臂式支承由于本身结构简单，支承上的刚度明显不足，适合在一些传动转矩相对较小的齿轮减速器上。本次产品设计所用的需要设备使用的齿轮减速器主要是一种齿轮悬臂式，因为它的整体结构简单，被广泛应用在动力传递量和扭力转矩相对较小的紧凑型豪华轿车上。为了大大提高滚子支承的传动刚度，两个滚子轴承相同的两个圆柱体支承滚子放在轴承的大端宜向内，以大大减少其支承尺寸+;且大端距离+的值，其值应不不得超过等或小于由两个动锥从齿轮延伸到最大端的夹角分度也即圆柱体直径。为了把轴承载荷均匀地相互分配连接到两个不同轴承上，应尽量保持做到不能使其轴承尺寸相相>。本次产品设计所用的需要设备使用的齿轮减速器主要是一种齿轮悬臂式，因为它的整体结构简单，被广泛应用在动力传递量和扭力转矩相对较小的紧凑型豪华轿车、轻型运输货物上的单级自动齿轮减速器和许多双级自动齿轮减速器中。92.2主减速器的基本参数选择与设计计算满载质量m。:1730kg发动机最大转矩Temax:116Nm/2.2.2主减速器计算载荷的确定1.按照涡轮发动机的最大转矩与最低档的齿轮传动系统扭矩系数之比公式来计式中iπ—一式中为主动锥齿轮到所需要计算的两个主减速器从驱动锥齿轮之间的传第二章主减速器设计车的模型在此取116;n——该类型汽车的驱动桥个数在此中采用1;Ko——由于猛大的结合式液力离合器而使其能够产生较大的扭力冲击和高载荷时的最高扭力超载冲击能力为此系数，对于一般的重载货车，矿用柴油汽车和小型越野专用轿车以及需要采用高速液力传动及自动挡位变速器的各种类型汽车均可取=1.0,在此系数可以得到取=1.0;由以上各参数可求Tce2.按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tes式中G₂——当一辆汽车在没有满载荷的情况下时将给予在水平上和地面上的一个最大驱动桥同时提供的最大驱动负荷，预设为此后桥上的两个驱动桥所需的能够同时承载10380n的最大驱动负荷；φ——防滑轮胎对于悬在地面的高速附着防滑能力影响系数，对于需要使用一般防滑轮胎的大型高速公路以及客运和乘用车，取=0.85;对于小型车和越野车辆则采取1.0;对于在目前市场上已经安装了各种具有专门的高速防滑和加大宽度舒适轮胎的中型车和高级轿车，计算使用时间最多最少可取1.25;r,——为确定车轮滚动半径，在此我们所选择的轮胎类别为165/70r14,滚动半径范围为0.2847m;ηLB,iLB——分别取值是为了计算得出所有的需要进行计算的两个轮边主齿轮减速器从一个齿轮驱动式圆锥齿轮到另一个驱动式齿轮汽车两个车轮之间的横向传动转矩效率与其间的传动转矩效率之比，取0.9,由于两个轮边的的主减速器效率只能分别取1.0所以N·m式中：Ga—一汽车满载时的总重量，参考五菱宏光车型在此取17300N;f—一对于小型汽车的平均爬坡制动性能能力系数在此可以取对于小型汽车的平均爬坡制动性能能力系数在此可以取0;ηLB,iLB,n—一见式(2-1),(2-3)下的说明。所以式(2-1)式(2-4)参考《汽车车桥设计》[1式(3-10)一式(3-12)。第二章主减速器设计1)为了保证磨合均匀„之间的间距应尽量不要超过公约系数。2)为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40。3)为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车z₁一般不小于6。4)主传动比i。较大时，z₁尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。5)对于不同的主传动比，z₁和z₂应有适宜的搭配。根据以上要求参考《汽车车桥设计》[1中表3-12表3-13取z₁=9z₂=442.从动锥齿轮大端分度圆直径D₂和端面模数m,由于转动锥决定齿轮的大小两端到三角分度圆的转轴直径与齿轮端面的模数，对于一个单级的跨置主动式减速器，增大了这个尺寸的最大差距就可能会直接严重影响关系到齿轮驱动器在桥壳上的最大离地力和间隙，减小又增大可能会直接严重影响关系到整个跨置式主动减速齿轮前端和支撑座的整体安装占用空间及主动差速器。D₂可根据经验公式初选，即KD₂—一直径系数，一般取13.016.0Tc——从动锥齿轮的计算转矩，N·m,为Tce和Tcs中的较小者以I挡传递Temax时，节圆直径D₂应大于或等于以下两式算得数值中较小值：即在本设计中需使D₂≥171mm当以直接传递Temax时，D₂则需满足以下条件最后根据上两式中所选得的D₂值中的较大者初选D₂=171mm则m,=D₂/z₂=165/44=3.8有参考《机械设计手册》[2表23.4-3中m,选取4,则D₂=176mm;根据m,=Km³T.来校核m,=4选取的是否合适，其中Km=(0.30.4);此处，m,=(0.30.4)³√1713.6603=(3.594.78),因此满足校核。3.主从动锥齿轮齿面宽b₁和b₂在产品安装使用过程中如果产品出现安装位置上的一些偏差或者可能是由于加工生产、热处理或者机械变形等质量问题，可以直接使得传动齿轮在正常工作时的传动载荷主要还是集中在每个轮齿的最小端，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。对于从动锥齿轮齿面宽b₂,推荐不大于节锥A2的0.3倍，即而且b₂应满足b₂≤10m,,对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：b₂=0.155D₂=0.155×176=27.28mm在此取28mm一般情况下习惯于将圆锥齿轮的小型传动齿轮的表面宽比大型传动齿轮略大，使其在大型传动齿轮的表面两端都远远超出一些，通常将小型传动齿轮的表面宽度加大10%较为合适，在此可以取bi=31mm4.中点螺旋角β螺旋角是沿节锥齿线变化的，大端的螺旋角β₀较大，小端的螺旋角β较小，第二章主减速器设计选择齿轮螺旋角时，应该考虑它对重合度m、齿轮强度和轴向力的大小的影响。螺旋角应足够大以使m,不小于1.25。因m,越大，传动就越平稳，噪音就越低。当mp>2.0时可得到很好的效果。但螺旋角过大会引起轴向力也过大，因双曲面传动齿轮的旋转大小和其中点点的螺旋旋转角度的平均值大多在"格里森"齿轮系列制造的推荐齿轮使用以下式样的方法来以近似值作为设z₁,z₂—一主、从动齿轮齿数；F——双曲面从动齿轮的齿面宽，mm。双曲面齿轮传动的平均螺旋角定义为β=(β₁+β₂)/2=(42°+31°)/2=43.953°5.双曲面齿轮的偏转方向和螺旋圆锥齿轮和双曲面齿轮之间的螺旋偏转方向它是这样规定的，这时若主动上部齿轮偏移位于从动偏移齿轮的上部中心线上方时，则我们称之为主动上部齿轮偏移，在下方时则则称之为下部齿轮偏移。双曲面传动齿轮的轴向偏移转动方向与其他两种轮齿之间的轴向螺旋转动方向之间也应具有一定的相互关系：下向上偏移时主动轮和齿轮的轴向螺旋转动方向转矩是左转，从动轮的齿轮转矩是轴偏右转；上向下偏移时主动轮的齿轮转矩逐渐变该车的转速由上向下偏移的主动齿轮改变为左转，从动的齿轮改变为右转。6.法向压力角格里森制度明确规定了轻型轿车的驱动主齿轮减速器上的螺旋轴为圆柱形时在齿轮轴上可以适当选用14°30′,或16°的两个法向旋转压力角的夹角；而轻型载货运输车辆与重型运输机械车则在不同位置上宜分别适当选择20°、22°30′的两个法向旋转压力夹夹角。对于双齿轴曲面式的主动齿轮，由于其中一个主动轮的齿轮轴和轮牙两侧的两个法向平均压力斜斜角大小不等，所以我们认为应按照平均法向压力斜斜角大小进行设计考虑，载货运输车辆一般可以选用22°30′的平均法向压力斜斜角，轿车一般可以选用19°的平均法向压力斜斜角。所以当函数zl>8时，其平均值的压力和夹角都只能是一个选择21°15′。该面包车取齿轮法向压力角为19°7.主减速器轴承的计算图6-1主减速器轴承布置尺寸示意图选取主动齿轮上轴承A型号为圆锥滚子轴承31305型，此轴承基本额定动载荷C,=18.25kN;选取轴承B型号为圆锥滚子轴承30304型，此轴承的基本额定动载荷为C,=16.25kN。初选从动齿轮上轴承C、D型号为圆锥滚子轴承320/32型，此轴承基本额定动载荷C,=17kN。图6-2主动锥齿轮面的受力(1)确定圆周力。根据主动齿轮齿面宽中点的圆周力;T为作用在主减速器齿轮上的当量转矩；dm为齿轮齿面中点的分度圆直径；根据对双曲面齿轮：(2)确定轴向力和径向力。参考下图螺旋方向旋转方向根据主动旋转齿轮方向是左旋，它们的轴向旋转运动方向应该是对称的并呈逆时针，所以主动旋转齿轮也具有它的轴向驱动力其中α为法向压力角，γ为根锥角。从动齿轮的轴向力主动齿轮的径向力从动齿轮的径向力(3)应力决定传动轴承的最大径向传动应力。轴承的圆周径向传动载荷即为上述两种轴承齿轮之间的轴承径向传动力，圆周传动力和轮承轴向传动力三者之间关系引起的称为轴承径向载荷支持不可逆力的载荷向量之和。Q=3766×0.4+4116×0.7=4387.6.,Vam取40。对轴承D,,X=1,Y=0,Q=2573,以上对轴承使用寿命进行校正考验均能够满足该款汽车第一次大修的里程第三章差速器设计公路行驶中的过程中不可避免的就会同时出现两个驱动轮沿着左侧路面方向的两侧的驱动车轮在高速度和行程不等的旋转情况下都能具有不同高度旋转时的差速器转矩是一种用来将两个不同输出机和轴之间的差进行速度分配的螺图3-1差速器差速原理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能跟着同一个行星框架绕相应的差速器方向旋转而沿着轴线运器壳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w₄自转时(图),啮合点A的圆周速度为w₁r=@₀r+@₄r,啮合点B的圆周速度为@₂r=@₀r-@₄r。于是式(3-2)中这是一个为两半轴传动齿轮的外壳直径为和大小长度相等对称式且可能是因为可以通过利用车轮借助一个类似行星状的齿轮按照车体相应的方向3.2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轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图3-2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-半轴齿轮传动垫片齿轮；8-对称行星齿轮传动垫片齿轮轴；9-对称行星齿轮传动垫片齿轮；10-行对称行星式锥形齿轮传动垫片；11-行星差速器的齿轮右壳3.3对称式行星圆锥形齿轮行星转动齿轮垫片差速器结构设计由于这个差速器是在外壳上面分别配有一个类型主从动减速器的从动轮和大小和轴承尺寸高度受到了基于主动式减速器的从动式减速齿轮系统轴承传递3.3.1差速器齿轮的基本参数的选择微型面包车采用2个行星齿轮。圆锥半球行星传动齿轮就是差速器的一个整体运动结构和安装尺寸，通常都式中：KB—一行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99,对于有2个行星齿轮的轿车以及所有的越野车和矿用汽车取大值；这里取2.9根据上式RB=2.9³2213.28=37.8mmRB确定后，即可根据下式预选其节锥距： Ao=(0.980.99)RB=(0.980.99)×37.8=3737此设计选用值37mm所以预选其节锥距Ao=37mm3.行星齿轮与半轴齿轮的选择为了不仅能够使其获得更大的模数从而同时能够保证使采用行星式的齿轮减速具备更高的气动力学性能，应该将选用的行星齿轮的动力传动扭矩系数尽可能地将其减小。然而，但是通常不少于10。半轴齿轮传动轴数齿轮的减速齿数一般主要采用14~25,大多数通用电动汽车的半轴齿轮传动轴数齿轮与采用行星减速齿轮的传动齿数速度之比/在1.5~2.0的半轴传动齿轮速率速度范围内。差速器的各个半轴圆锥形的行星传动齿轮与两个半轴圆锥传动行星齿轮之间必须是同时互相传动啮合的，因此，在我们需要确定这两种圆锥传动行星齿轮的装配齿数时，应该首先充分考虑它们之间的平均传动齿轮装配齿数关系，在任何一个半轴圆锥形的地球行星椭圆齿轮式传动差速器中，左右两半轴圆锥传动行星齿轮的平均传动装配齿数，之和必须都尽可能被整个行星齿轮传动每颗齿轮的中心位置和传动数目所完全加以整体消除，以便于整个行星齿轮传动器的齿轮尽可能均匀地完全分布在半轴圆锥传动行星齿轮的各个轴线周围，否则，差速器将不再那么需要对它进行传动安装，即根据相应条件要求其必须具备的传动安装条件要求及其条件描述如下：Z₂L,Z₂R——左右半轴对称式齿轮的传动齿数，对于一个双轴对称式的圆锥齿轮差速器来说Z₂L=Z₂Rn—一行星齿轮数目；I——任意整数。在此z₁=10,z₂=18满足以上要求。4.差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定再按照以下方法初步计算得到的圆锥齿轮在其中最大端端面模量m得d₁=mzi=3.5×10=35mmd₂=mz2=3.5×18=63mm目前，汽车自动差速器系统中的各个制动齿轮大都用的是直接采用22930′认为可以将其减少至10,并且同时当这种小齿轮(或我们称之为行星式的小齿轮)量类型中各种轮齿的最低压力齿数偏移相对于最低压力齿数偏移的夹角为20°,因此我们发现可以通过大量使用较大的模量齿数来大幅提高各类型中轮齿的动力传动强度。在此特别注意挑选22930′的一个主要压力点。6.行星齿轮安装孔的直径φ及其深度L行星传动齿轮的一个安装支承孔径和直径与所需要选择的一个行星传动齿能就是所需要选择的一个行星传动齿轮在其支承轴上的一个安装支承孔的长度，L=1.1φTo——差速器传递的转矩，N●m;在此取2213.28N●mn—一行星齿轮的数目；在此为2宽中点处的直径，而d₂≈0.8d2;3.3.2差速器齿轮的几何计算表3-1汽车差速器垂直齿锥式传动轴的几何大小尺寸方法计算使用表序号计算结果1行星齿轮齿数的径向系数zi>10,应尽量取最小值2半轴转动齿轮的高速传动要求齿数Z2=1425,且需满足式(3-4)3mm=3.5mm4齿面宽5工作齿高67压力角α8轴交角9节圆直径节锥角节锥距Ao=33.97mm周节齿顶高齿根高hf1=1.788m-ha1;hf2=1.径向间隙齿根角面锥角%2=65.02°根锥角外圆直径节圆顶点至齿轮外缘距离理论弧齿厚齿侧间隙B=0.143mm弦齿厚第三章差速器设计弦齿高差速器驱动齿轮的重量大小和车体尺寸是因为它们受到了车体结构上的很在一些汽车车辆发生紧急转弯或者左右两轮之间相互行驶不同一段路程的特殊n—一差速器的行星齿轮数；Ko、K、Ks、Km—一见式(2-9)下的说明；J—一是用于直接计算一辆汽车的齿轮差速器产生齿轮弯曲应力所需要使用的齿轮综合应力系数，由图3-1可查得J=0.225J\图3-2弯曲计算用综合系数所以，差速器的各种齿轮结构可以同时满足弯曲和运动强度的不同要求。本章章节的主要内容设计图示参见相关文献，我们在《汽车车桥设计》一类的书中就是这样选取了这种差速器元件进行车桥设计。第四章驱动半轴的设计在一般的非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是设计半轴最首要考虑的就是尺寸因素也就是它的直径，在我们进行半轴设计时首先我们应该可以根据对所需要使用的动力条件及与其载荷使用情况相同或者与之尺寸接近的各种形式同类型汽车中半轴所设计需要的一定长度半径进行纵向力X₂(驱动力或制动力)最大时，其最大值为Z₂4,附着系数φ在计算时取0.8,没有侧向力作用；计算时取1.0,没有任何表示纵向两侧摩擦力的相互作用；垂向力最大时，其值为(Z₂-8w)ka,其中gw为是直载荷，ka为动载荷系数，这时我们不需要考虑横向力与侧向载荷之间的相互由于汽车车轮所能承受的是纵向摩擦力X₂,侧向摩擦力值Y₂的大小可以受半轴制动装置器在设计时的特点测量动力载荷主要目的是充分考虑三种不可能形成的动力载荷和最大高速竖向旋转力(当制动汽车以较低的制动速度转向在一个驱动车轮上半轴承受最大的一个纵向效应力时力及由于一个垂向效应力而直接引起的车轮弯矩和由于一个纵向效应力而直接φ一车轮与地面的附着系数，取值0.8Mz=b√(Z₁)²+X²L=√(ZR)²+X²2R=√(6747²+N.mT=X₂Lr,=X2Rr,=2698.8×0.2847=764.1.2第二种载荷计算由于最大侧向力时没有纵向力作用，所以半轴只承受弯矩作用，左右轮弯矩值为：MzL=Y2Lrr±Z2Lb=2293.27N.mMzR=Y₂RIr±Z₂Rb=2式中的"+""-"号的取舍公式被规定为：当一个侧向运动对右方的力而发生作用时，4.1.3第三种载荷计算由于最大垂向力时不存在纵向的力和侧面的力相互作用，所以这个半轴仅能式中：ka一动载荷系数，取1.75全浮式半轴杆体内部直径的最小型号初选时可以采用如下方法，t一半轴扭转的许用应力，可取为490588MPa;T一半轴的计算转矩，N.m;d一半轴的杆部直径，mm;根据上式d=(18.8119.98)mm根据强度要求在此d取22mm。验算其扭转应力τ:验算其弯曲应力σ:M₂一左右半轴的合成弯矩，N.m;d一半轴的杆部直径，mm;式中：1一半轴长度，mm;J一半轴横截面的极惯性矩，,mm⁴;4.4半轴花键的强度计算在需要计算一个半轴轴所承受的最大径向旋转矩时时它还要先进行校正后半轴花键的挤压应力σ为DB——半轴花键的外径，mm,在此取22mm;dA—一相配花键孔内径，mm,在此取20mm;Z——花键齿数；在此取10b——花键齿宽，mm,在此取6mm;接取0.75为了有效地可以避免半轴式杆部花杆的键槽深度对半径式轴杆的上部加工强度的40mnb经高频淬压力屈服的最大强度极限已经可以超过780mpa,所以目前该塑料半轴器的主要材料强度为40mnb。轴采用高频感应淬火，杆部表面硬度在52～62HRC范围内，杆心部硬度在3035HRC范围之间，花键部分表面硬度在5055HRC范围内，不淬火部分硬度在248277HB范围之间，半轴杆部表面硬化层深度为其第五章驱动桥壳的设计驱动式汽车桥壳的主要制动作用就是为了能够支承一辆汽车的制动质量，并且它能够同时承受所有来自车轮上压力传来的整个路面逆向制动力和车辆相应的逆向制动力矩，并经过驱动悬架系统传递动力到整辆车身，它同时也可以是一种驱动桥壳应满足如下设计要求：①为适应该条件要求主驱动减速器必须具有一个具备足够的机械动力负载强度和高的机械传动刚度，以便于准确保证一个驱动半轴与两个主驱动减速器之间的两个齿轮传动啮合正常，并且不能松动使半之间发生任何可能附加弯曲的机②在能够保证车辆的强度和机械刚度的条件下，尽量降低质量以及提高车辆行驶时的平顺度；③保证足够的离地间隙；④结构工艺性好，成本低；⑤注意保护安装于其中的传动系统零配件及防止淤泥浸泡；⑥拆装，调整，维修方便。考虑到的话它是一种微型驱动面包车，驱动钢板桥壳在整体结构设计形式上说它是一种采用大型钢板桥壳进行二次冲压成形焊接的一种整体型驱动桥壳。钢板桥壳冲压件整体焊接的技术总成，整体式钢板桥壳机的总成就是整块钢板采用冲压件整体焊接而来形成的它以桥壳作为主体，两端再用一个带有圆形凸缘的半轴钢板套管和圆形钢板冲压弹簧座等零件构成。采用大型钢板桥壳进行高温冲压铸造加热加工焊接的各种整体型钢板桥壳，除了它们都具有材料制造生产过程快和工艺简单，材料的综合利用率高，废品处理使用率也非常低，生产过程效率高和材料制造费用低和成本低于基底等诸多重要优点外，它们都同样具备了钢板足够大的运动强度和较大机械运动刚度，特别优点是它们的桥壳质量小，但比普通冲压铸造型钢板桥壳更安全可靠。它的主要技术缺陷之一就是由于大型桥壳无法将其做成复杂且理想的弧形横向斜截面，因为壁厚必须能够达到一定，故很难对其进行适当的高度调节以适应5.2桥壳的受力分析与强度计算剪切应力(也就是说当一辆汽车完全满载并且能够以最大的牵引力继续行驶和进在我们开始研究进行以上三种不同载荷相互作用下的工况下对汽车桥壳的当汽车桥壳满载桥梁静止于一定水平面的道路时所可能受到的汽车桥梁外壳最承受汽车的簧上载荷，而左、右轮胎的中心线，地面给轮胎的反力G₂/2(双轮胎时则沿双胎中心),桥壳则承受此力与车轮重力gw之差值，即计算简图如5-2所示。图5-1桥壳静弯曲应力计算简图间的横向弯矩可用公式表示为N●mG₂——汽车满载时静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，在此10380N;8w——车轮(包括轮毂、制动器等)重力，N;B——驱动车轮轮距，在此为1360m;s——驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离，在此为760m.桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座附近。通常由于gw远小于G₂/2,且设计时不易准确预计，当无数据时可以忽略不计所以而静弯曲应力σ则为M—一见(5-1);W,—一危险断面处(钢板弹簧座附近)桥壳的垂向弯曲截面系数，具体截面图如图5-3所示，其中D=78mm,d=65mm图5-2钢板弹簧座附近桥壳的截面图面积系数的基本计算分析方法等也可以直接参考《材料力学》[9]。关于设计圆型碳钢管体在硬质钢板上或弹簧上的支架结构位置附近的危险压力断面及其形5.2.2在不平路面冲击载荷作用下的