某运动型轿车驱动桥整体设计

某运动型轿车驱动桥整体设计The driving axle devise of sport car总计 毕业设计（论文） X 页 表 格 X 个插 图 X 幅5摘要驱动桥是车辆四大总成之一的地盘系统的重要组成部分，人们开始对汽车的操纵稳定性、行驶平顺性、平均行驶速度和燃油经济型有更高的要求，这都和汽车驱动桥设计和选择有着非常紧密的关系。采用传动效率较高的单级减速驱动桥已经成了未来汽车的发展方向。参照传统驱动桥的设计方法并结合现代设计思路进行了某运动型轿车驱动桥的整体设计，首先确定主要零部件的结构型式以及主要设计参数；然后参考类似驱动桥的结构，确定出总体设计方案；最后对支承轴承进行了寿命校核对以及对主，从动锥齿轮，差速器圆锥行星齿轮，半轴齿轮，半浮式半轴和钢板冲压焊接整体式桥壳的强度进行校核。校核合格后，用AutoCAD制图软件，绘制三件主要零件图和一张装配图。关键词： 驱动桥 弧齿锥齿轮 单级减速桥AbstractDrive axle is an important part of chassis systems, people aspire after the vehicle ride comfort, handling stability and average speeds get higher requirements, all this may come ture depend on the choice of the kind of driving axle. The single reduction driving axle of high transmission efficiency has become the future direction of the cars development. According to the traditional transaxle design method and design of the whole bridge driving a sports car with the modern design idea, structure first to identify the main components and the main design parameters; and the reference to the similar driving axle structure, determine the overall design program; finally, a driven bevel gear, differential planetary gear cone, half shaft gear, check full floating axle and integral bridge shell strength and the life of supporting bearing. After passing the check, with the AutoCAD drawing software, drawing three major part drawing and assembly drawing a picture.Key words: drive axle；single reduction final drive ；the spiral bevel gear 目 录摘要IABSTRACTII第一章前言11.1 选题的依据及课题的意义11.2 研究概况及发展趋势综述1第二章 驱动桥结构方案分析3第三章 主减速器设计 43.1 主减速器的结构形式43.1.1 主减速器的齿轮类型43.1.2 主减速器的减速形式43.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式43.2 主减速器基本参数的选择与设计计算53.2.1 主减速比确定53.2.2 主减速器计算载荷的确定63.2.3 主减速器锥齿轮基本参数的选择83.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算103.2.5 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算113.2.6 主减速器齿轮的材料及热处理163.2.7 主减速器轴承的计算16第四章 差速器设计234.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构234.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计234.2.1 差速器齿轮的基本参数的选择234.2.2 差速器齿轮的几何计算254.2.3 差速器齿轮的强度计算27第五章 驱动半轴的设计285.1 半浮式半轴计算载荷的确定285.2 半浮式半轴的杆部直径的初选295.3 半轴花键的强度计算295.4 半轴材料选择，与热处理30第六章 驱动桥壳的设计316.1 桥壳的结构形式316.2 桥壳的受力分析与强度计算316.2.1 桥壳的静弯曲应力计算326.2.2 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算336.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算336.2.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算34结论36参考文献37致谢38南昌工程学院本科毕业设计第一章前言1.1 选题的依据及课题的意义驱动桥在地盘系统中占有特别重要的位置，驱动桥位于汽车传动系的末端，并将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速器、差速器、半轴、等传递给驱动轮，实现降低转速、增大转矩。 目前全球汽车保有量已突破10亿辆，中国占据了其中的10%。中国的汽车保有量已经超过日本，成为仅次于美国(2011年2.4亿辆)的世界第二大汽车保有国。业内预计，2020年我国汽车保有量将突破2亿辆1。从宏观政策看，国家一直坚持扩大内需，增大扶持汽车发展的力度政策，一方面坚定取缔一切不合理收费的决心，破除任何形式的行政保护和地方割据。每年以2000亿元的资金投入加速国家“五纵七横”公路干线网的建设，高速公路通车里程达1.9万公里（仅低于美国，跃居世界第二），为汽车市场营造更为宽松的环境，这将为汽车市场带来巨大商机2。近年，我国汽车产业呈现出年平均增长11%以上的强劲势头。在数据上按我国整车年产量250万辆的装车件及社会保有量1500万辆的维修件计，2002的需求量约为：驱动桥400万辆，锥齿轮625万套2。设计出结构简单、工作可靠的、制造成本不高的驱动桥，不仅能大大缩减整车生产的成本，而且可以大大推动汽车经济的发展。1.2 研究概况及发展趋势综述轿车向高速、轻量化发展，对锻件组织性能要求不断提升，原材料化学成分中的金属元素不断增加。大力推广非调制钢应用，节能降耗。汽车轻量化，大力发展有色金属锻件。精密模锻技术持续快速发展，可降低成本60%70%，又能减少或省去切削加工工序3。同时高速公路迅猛发展对汽车通过性的要求降低，驱动桥向单级减速驱动桥发展。单级减速驱动桥是众多驱动桥中结构最为简单的一种，而且其制造工艺简单，成本相对较低，是驱动桥的基本类型。设计出工作可靠、结构简单、制造成本相对较低的驱动桥，能大大降低整车生产的成本，并且可以大大推动汽车经济的发展。所以设计新型的驱动桥成为新的课题。设计驱动桥时应符合如下基本要求：1） 选择合适的主减速比，让汽车在给定的条件下确保有最佳的动力性和燃油经济性。2） 外廓尺寸要小，保证汽车具有充足的离地间隙，以保证通过性的要求。3） 齿轮与其他传动件工作平稳，噪声小。4） 在各种转速载荷和工况下有较大的传动效率。5） 具有充足的刚度和强度，来承受并且传递作用于路面和车身或车架间的各种力和力矩；在这个条件下，尽量降低质量，特别是簧下质量，减小不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。6） 与悬架的导向机构的运动相协调。7） 结构相对简单，加工的工艺性好，制造容易，维修，调整方便。在本次设计中采用了AutoCAD制图软件进行了工程图的绘制，运用AutoCAD绘制了主动锥齿轮轴、从动锥齿轮、行星轮轴零件图和装配图，通过对AutoCAD的编辑工具与命令的运用，熟练掌握了AutoCAD大部分使用方法与技巧。 第二章 驱动桥结构方案分析由于要求设计的是运动型轿车整体驱动桥，要设计这样一个级别的驱动桥，一般选用非断开式结构配以非独立悬架，该种形式的驱动桥的桥壳是一根支撑车身重量的刚性空心罐装梁，一般是铸造或钢板冲压而成，主减速器，差速器和半轴等所有传动件都安装在其中，此时驱动车轮，驱动桥都属于簧下质量。驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种如下：1)单级主减速驱动桥。此是驱动桥结构中最简单的一种，是驱动桥的基本形式， 在汽车中占重要地位。2)双级主减速驱动桥。根据发动机特性和汽车使用条件，要求主减速器具有较大的主传动比时，由一对锥齿轮构成的单级主减速器已不能保证足够的离地间隙，这时则需要采用两对齿轮来实现降速的双级主减速器4。综合来说，双级减速桥一般均不作为一种基本型驱动桥来发展，而是作为某一特殊考虑而派生出来的驱动桥存在。3)单级、轮边减速驱动桥。此驱动桥主要满足大减速比，较大的离地间隙。轮边减速驱动桥较为广泛地用于矿山、建筑工地、油田等非公路车与军用车上。综上所述，由于设计的驱动桥为轿车驱动桥，况且随着物流业对车辆性能要求的变化和我国公路条件的改善，单级减速器已经能满足要求，单级驱动桥还有以下几项优点：(l) 单级减速驱动桥结构是驱动桥中最为简单的一种，制造成本较低，工艺简单，而且是驱动桥基本类型；(2) 汽车发动机有向大转矩低速发展的趋势，使得驱动桥向小传动比发展；(3) 随着国内路况的改善，尤其是高速公路的迅猛发展，汽车通过性的要求慢慢降低。因此，单级减速器就能满足通过性；(4) 单级减速的驱动桥产品结构简化，并且机械传动效率提高，易损件少，可靠性提高。单级桥产品的优势为单级桥的发展拓宽了道路。从产品设计的角度看，本次设计就选用单级减速驱动桥。第三章 主减速器设计3.1 主减速器的结构形式主减速器的结构形式主要是根据其减速形式的不同以及齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法而异。3.1.1 主减速器的齿轮类型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。弧齿锥齿轮传动的主、从动齿轮的轴线垂直交于一点，可以承受较大的负荷，工作平稳，噪声和振动小。虽然弧齿锥齿轮啮合精度比较敏感，齿轮副的锥顶稍有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，与双曲面锥齿轮相比，具有较高的传动效率。综上，选用弧齿锥齿轮。3.1.2 主减速器的减速形式轿车一般采用单级主减速器，单级减速驱动桥产品的优势：单级减速驱动车桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺较简单，成本较低，是驱动桥的基本型，在汽车上占有重要地位。3.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式轿车主动锥齿轮采用悬臂式支承就能满足要求。轴承采用一对圆锥滚子轴承，为了尽可能增加支撑刚度，应使轴承向外，而从动轮上圆锥滚子轴承向内。为了安装方便，主动锥齿轮轴靠近轮齿的一端轴承内径应比另一端轴承内径大。3.2 主减速器基本参数的选择与设计计算主减速器基本参数有主减速比主，从动锥齿轮齿数和，从动锥齿轮大端分度圆的直径，端面模数，主，从动锥齿轮齿面宽和，螺旋方向，中点螺旋角等3.2.1 主减速比确定 （2-1）式中 车轮的滚动半径，此处给定轮胎型号为195/60R14 85H，所以滚动半径为19565%+1425.4/2=294.8mm；igh变速器最高档传动，igh =0.810；把=5200r/n , =180km/h代入上式计算得i=3.961.主、从动锥齿轮齿数和选择主、从动锥齿轮的齿数时应考虑如下因素：1）为了均匀磨合，和之间应防止有公约数。2）为了得到高的轮齿弯曲强度和满足要求的齿面重合度，主、从动齿轮齿数之和应不小于40,而轿车应不小于50。3）为了噪声较小，啮合平稳，具有高的疲劳强度，对于轿车一般不小于9。4）主传动比较大时，尽量取得小一些，以便获得满意的离地间隙。5）对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。根据以上要求参考汽车车桥设计5中表3-10 表3-13取=10 =41 因+=5150 满足要求可反推主传动比=4.103.2.2 主减速器计算载荷的确定1. 按发动机最大转矩和最低挡传动比来确定从动锥齿轮的计算转矩ce （2-2）式中 发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低挡传动比，在此为=3.455*4.10=14.165；发动机的输出的最大转矩，取155；传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9；该汽车的驱动桥数目，在此取1；由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的载货汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车可取=1.0。由以上各参数可求=1976.082. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （2-3）式中 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，计算得15600*51%=7956N；轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取=0.85；对于越野汽车取1.0；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取1.25;在此取0.85； 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为195/60R14 85H，得滚动半径为 0.2948m； ，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，由于无轮边减速器，取1.0。所以=2477.3=minTce,Tcs=1976.03. 按汽车日常行驶平均转矩来确定从动锥齿轮的计算转矩对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均比牵引力的值来确定： （2-4）式中 汽车满载时的总重量，在此取15600N；所牵引的挂车满载时总重量，但仅用于牵引车的计算，所以取0N；路面滚动阻力系数，对于轿车可在0.0100.015取；在此取0.010；汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于轿车可取0.08；汽车的性能系数，在此取0；，n见式（2-1），（2-3）下的说明。所以 =428.59式（2-1）式（2-4）参考汽车车桥设计5式（3-10）式（3-12）。主动锥齿轮的计算转矩为 （2-5）式中 主、从动锥齿轮之间的传动效率。计算时，对于弧齿锥齿轮副，取95%。按最大应力算时，=507.32按汽车日常行驶平均转矩确定时，=109.883.2.3 主减速器锥齿轮基本参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数和，从动锥齿轮大端的分度圆直径，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。1.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，增大尺寸会造成驱动桥壳的离地间隙减小，但是过小又影响安装。根据经验公式初选，即 （2-6）式中 直径系数，一般取13.016.0，在此取1.4； 从动锥齿轮的计算转矩，175.68，为Tce和Tcs中的较小者。所以 初选=1.4=175.68 则=/=175.68/41=4.28有参考机械设计手册6表23.4-3中选取4.5 则=184.5=45根据=来校核=4.5选取的是否合适，其中=（0.30.4）此处，=（0.30.4）=（3.765.0），因此校核合格。2. 主，从动锥齿轮齿面宽和锥齿轮齿面宽过大和过小，都会降低齿轮的强度和寿命。齿面宽大于规定，不但不能提高齿轮的强度和耐久性，还会给制造带来困难5。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，推荐不大于节锥距的0.3倍，即，而且应满足，对于汽车主减速器圆弧齿锥齿轮推荐采用： （2-7）得=0.155184.5=28.59 为满足齿面接触宽和节省材料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=1.1=31.453.中点螺旋角 根据“格里森”制推荐预选从动锥齿轮螺旋角名义值公式进行预选 = （2-8）式中 主动锥齿轮名义螺旋角预选值；,主从动齿轮齿数；从动齿轮节圆直径；E双曲面齿轮偏移距，对螺旋锥齿轮取0。计算得近似刀号=近似刀号计算得9.251按近似刀号选取与其接近的标准刀号（计有:,1,2,3 ,20 ），然后按选定的标准刀号反算螺旋角。选定标准刀号为9 ，反算螺旋角 =与之差没超过，合要求。4. 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7。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。5. 法向压力角加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使刀尖宽度过小及齿顶变尖，并使齿轮的端面重合度下降。对于弧齿锥齿轮，轿车的一般选用16。3.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算表2-1 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算用表序 号项 目计 算 公 式计 算 结 果1主动齿轮齿数102从动齿轮齿数413端面模数4.54齿面宽=31.45=28.595工作齿高7.26全齿高=8.0647法向压力角=168轴交角=909节圆直径=45=184.510节锥角arctan=90-=13.74=76.3611节锥距A=A=9512周节t=3.1416 t=14.13713齿顶高=6.07514齿根高=1.989 15径向间隙c=c=0.86416齿根角=71.4续表序 号项 目计 算 公 式计 算 结 果 17面锥角=17.8775=77.499418根锥角=12.51=72.1319齿顶圆直径=56.804=185.03320节锥顶点止齿轮外缘距离=90.81=21.40721理论弧齿厚 =10.141mm=3.996mm22齿侧间隙B=0.1270.1780.178mm23螺旋角=36.213.2.5 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算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。1） 齿轮轮齿的损坏形式及寿命齿轮的损坏主要是轮齿损坏而不能正常工作，常见形式有齿面磨损、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、轮齿折断等。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。表2-2给出了汽车驱动桥齿轮的许用应力数值。 表2-2 汽车驱动桥齿轮的许用应力 Nmm计算载荷 主减速器齿轮的许用弯曲应力主减速器齿轮的许用接触应力差速器齿轮的许用弯曲应力按式（2-2）、式（2-3）计算出的最大计算转矩Tec，Tcs中的较小者7002800980按式（2-4）计算出的平均计算转矩Tcf210.91750210.9 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。2） 主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的强度计算（1） 单位齿长上的圆周力汽车主减速器齿轮表面的耐磨性，常用作用在轮齿上单位齿长圆周力来估算，即 Nmm (2-9)式中 P作用在齿轮上的圆周力，按最大附着力矩和发动机最大转矩Temax两种载荷工况进行计算，N；从动齿轮的齿面宽，在此取28.59mm。 按发动机最大转矩计算时： Nmm （2-10）式中 发动机输出的最大转矩，在此取155； 变速器的传动比； 主动齿轮节圆直径，在此取45mm.。按上式一档计算时 Nmm按上式四档计算时 Nmm 按最大附着力矩计算时： Nmm （2-11）式中 汽车满载时一个驱动桥作用于水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还要考虑汽车加速度最大时的负荷增加量，在此取1560051%N； 轮胎与地面的附着系数，在此取0.85； 轮胎的滚动半径，在此取0.2948m。按上式=743.39 Nmm在现代汽车的设计中，由于加工工艺及材质等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时高于许用数据的20%25%。查汽车设计课程设计指导书7表6-9得乘用车1档计算用的许用单位齿长上的圆周力p=893 直接档时p=321按最大附着力矩计算时p=893，pp（2）轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为 N/ （212） 式中 该齿轮的计算转矩，Nm；超载系数；在此取1.0；尺寸系数，反映材质的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理相关，当时，在此0.648；载荷分配系数，当齿轮采用悬臂式支承型式时，1.101.25，支承刚度大时取小值，此处取1.10；质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当周节及径向跳动精度高，齿轮接触良好时，可取1.0；计算齿轮的齿面宽，28.59mm；计算齿轮的齿数,41；端面模数，4.5mm；计算弯曲应力的综合系数（或几何系数），它综合考虑了齿形系数。 按图2-1选取小齿轮的0.236，大齿轮0.232.按上式从动轮齿根弯曲应力为 =511.2 N/700 N/ =110.95 N/210 N/主动轮齿根弯曲应力为 =481.19 N/700 N/=110.95 N/210 N/所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。图2-1 弯曲计算用综合系数J(3) 轮齿的表面接触强度计算锥齿轮的齿面接触应力为 N/ (2-13)式中 主动齿轮的计算转矩；材料的弹性系数，对钢制齿轮副取232.6/mm；，见式(2-9)下的说明；尺寸系数，它考虑到了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在经验缺乏的情况下，可取1.0； 表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1.0； 计算接触应力的综合系数，按图2-2选取=0.124按上式=2765.25N/2800 N/=1286.93N/1750 N/主、从动齿轮的齿面接触应力相等。所以均满足要求。图2-2 接触计算用综合系数以上公式（2-1）（2-13）以及图2-1，图2-2均参考汽车车桥设计53.2.6 主减速器齿轮的材料及热处理驱动桥锥齿轮的工作环境是相当恶劣的，与传动系的其它齿轮相比，具有载荷大，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8。根据这些情况，对于驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求： 有较高的表面接触疲劳强度和疲劳弯曲强度，以及较好的齿面耐磨性，故 齿表面应有高的硬度； 齿心部应有足够的韧性以适应冲击载荷，防止在冲击载荷下轮齿根部折断； 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易于控制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减少生产成本并将低废品率； 择齿轮材料时，少用含镍、铬元素的材料（中国矿藏量少），多选用含锰、钒等元素的合金钢。汽车主减速器用的螺旋锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi。因为模数5，渗碳深度为0.91.3mm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，端面模数e=0.37当量动载荷 Q= （2-20） 式中 冲击载荷系数在此取1.2；Q=10724.58N所以有公式 s (2-21)式中 为温度系数，在此取1.0；为载荷系数，在此取1.2；为寿命指数，对滚子轴承取=10/3。所以=2.897910s此外对于无轮边减速器的驱动桥，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速为 r/min (2-22)式中 轮胎的滚动半径，0.2948m； 汽车的平均行驶速度，km/h；对于轿车可取5055 km/h，在此取55 km/h所以有上式可得=496.26 r/min而主动锥齿轮的计算转速=496.264.10=2034.7015 r/min所以轴承能工作的额定轴承寿命： h (2-23) 式中: 轴承的计算转速，r/min。有上式可得轴承A的使用寿命=2374 h若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命即 = h (2-24)所以=1818.18 h和比较，故轴承符合使用要求。（2）对于轴承A，在此选用7206E型轴承。e=0.37,Y=1.6, Cr为43.2KN在此径向力R=2242.08N 轴向力A=0N，所以=0e Q= 取1.2有上式可得Q=1.2（12242.08）=2690.496N所以有公式 s=56.872210s=46585 h 所以轴承符合使用要求。从动轮轴直径未定，轴承C，D待定。轴承C，D均采用7210E，其额定动载荷Cr为73.2KN ,e值为0.42，Y=1.4（3）对于轴承C，轴向力A=2882N，径向力R=4343.255N，并且=0.66e，所以Q=1.2(0.44343.2551.42882)=6926.508N s=14.1010s=11554 h 所以轴承C满足使用要求。（4）同上轴承D校核通过，满足使用要求。此节计算内容参考了汽车车桥设计5和汽车设计8关于主减速器的有关计算。第四章 差速器设计差速器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。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。4.1 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两个半轴齿轮，左右差速器壳，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。由于它具有工作平稳、结构简单、制造方便、在公路汽车上使用也很可靠等优点，因而广泛用于各类车辆上。4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。4.2.1 差速器齿轮的基本参数的选择1.行星齿轮数目的选择轿车多采用两个行星齿轮。2.行星齿轮球面半径的确定球面半径可按如下的经验公式确定： mm (3-1) 式中 行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99，对于有2个行星齿轮的轿车取大值，此处取2.7；T计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，Nm。根据上式=2.7=33.88mm 所以预选其节锥距A=33.2mm。3.行星齿轮与半轴齿轮的选择应使行星齿轮的齿数尽量少，这样可以获得较大的模数，从而使齿轮有较高的强度，。但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用1425，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。左右两半轴齿轮的齿数，之和必须能被行星齿轮的数目所整除，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为： （3-2）式中 ，左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，=；行星齿轮数目；任意整数。在此=10，=17 满足以上要求。4.差速器圆锥齿轮的模数和半轴齿轮节圆直径的初步确定首先初步求出行星齿轮的节锥角和半轴齿轮的节锥角， =30.46 =90-=59.53再按下式初步求出圆锥齿轮大端端面模数m m=3.366mm由于强度的要求在此取m=4mm得=40mm =417=68mm5.压力角目前，汽车差速器的齿轮大都采用22.5的压力角，齿高系数为0.8。在此选22.5的压力角。6. 行星齿轮安装孔的直径及其深度L行星齿轮的安装孔的直径与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取： （3-3）式中 差速器传递的转矩，Nm；在此取1976Nm； 行星齿轮的数目；在此为2； 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm，0.5d，d为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d0.8； 支承面的许用挤压应力，在此取98 MPa。根据上式 =54.4mm =0.554.4=27.2mm 18.35mm 20.18mm4.2.2 差速器齿轮的几何计算表3-1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数10，应尽量取最小值=102半轴齿轮齿数=1425，且需满足式（3-4）=173模数=4mm4齿面宽b=(0.250.30)A;b10m11.8mm5工作齿高=6.4mm6全齿高7.203 mm7压力角22.58轴交角=909节圆直径； 10节锥角，=30.465， 续表序号项目计算公式计算结果11节锥距=39.446mm12周节=3.1416=12.566mm13齿顶高;=4.168mm=2.232mm14齿根高=1.788-;=1.788-=2.984mm;=4.92mm15径向间隙=-=0.188+0.051=0.803mm16齿根角=;=4.326; =7.10917面锥角；=37.574=63.8618根锥角；=26.14=52.4319外圆直径；mmmm20节圆顶点至齿轮外缘距离mmmm21理论弧齿厚 =5.681 mm=6.885 mm22齿侧间隙=0.1020.152 mm=0.152mm23弦齿厚=6.775mm=5.598mm4.2.3 差速器齿轮的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，对于差速器齿轮主要进行弯曲强度校核。轮齿弯曲强度为 = MPa (3-4) 式中 差速器一个行星轮传递给一个半轴齿轮的转矩，其计算式； 差速器的行星齿轮数； 半轴齿轮齿数； 、见式（2-11）下的说明； 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图3-1可查得=0.257节锥距=39.45 得 b=(0.250.30)=0.3=11.8 mm图3-2 弯曲计算用综合系数根据上式=934.259 MPa980 MPa=202.638 MPa210 MPa所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。此节内容图表参考了汽车车桥设计5中差速器设计一节。第五章 驱动半轴的设计 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的半轴齿轮传给驱动车轮。在一般的非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端支承的形式或受力状况不同可分为半浮式，3/4浮式和全浮式，在此由于是轿车，采用半浮式结构能满足要求。5.1 半浮式半轴计算载荷的确定本设计半轴只校核扭转应力，其计算转矩可有求得，其中，的计算，可根据以下方法计算，并取两者中的较小值。若按最大附着力计算，即 （4-1）式中 轮胎与地面的附着系数取0.8； 汽车加速或减速时的质量转移系数，可取1.21.4在此取1.2。根据上式=3818.88 N 若按发动机最大转矩计算，即 （4-2）式中 差速器的转矩分配系数，对圆锥行星齿轮差速器取0.6； 发动机最大转矩，Nm； 汽车传动效率，计算时可取0.9； 传动系最低挡传动比； 轮胎的滚动半径，m。上参数见式（2-1）（2-2）下的说明。根据上式=4021.88 N在此3818.88N =1125.8Nm5.2 半浮式半轴的杆部直径的初选安全系数1.31.6范围时，半轴扭转许用应力可取=490588M = （4-3）反推d21.3622.7mm，根据强度要求在此取30mm。5.3 半轴花键的强度计算在计算半轴在承受最大转矩时，还应校核其花键的剪切应力和挤压应力。半轴花键的剪切应力为 MPa (4-4)半轴花键的挤压应力为 MPa （4-