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I毕业设计（论文）课题： 微型轿车驱动桥设计 所在学院： 专 业： 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 2016 年 3 月 31 日需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑目 录摘 要 .IIIABSTRACT.IV第 1 章 绪论 .11.1 研究背景及意义 .11.2 国内外研究概况与发展趋势 .11.3 设计要求及技术参数 .2第 2 章 总体结构方案拟定 .3第 3 章 主减速器的设计 .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 主从动齿轮的支承形式 .53.2 基本参数选择与计算 .53.2.1 主减速比 的确定 .50i3.2.2 齿轮计算载荷的确定 .63.3 齿轮的设计与校核 .103.3.1 主、从动齿轮齿数的选择 .103.3.2 斜齿轮材料选择 .103.3.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 .103.3.4 校核齿面的接触强度 .133.4 轴承的选择与校核 .133.4.1 轴承的载荷计算 .133.4.2 轴承型号的确定 .15第 4 章 差速器的设计 .174.1 差速器结构形式选择 .174.2 差速器齿轮设计 .174.3 齿轮强度计算 .194.3.1 齿轮材料选择 .194.3.2 校核计算 .204.4 行星齿轮轴的设计计算 .204.4.1 行星齿轮轴的分类及选用 .204.4.2 行星齿轮轴的尺寸设计 .20需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑4.4.3 行星齿轮轴的材料 .21第 5 章 传动半轴的设计 .225.1 半轴的型式选择 .225.2 半轴的设计与校核 .225.2.1 半轴的设计计算 .225.2.2 半轴的强度较核 .235.3 半轴的结构、材料及热处理 .255.4 万向节的设计 .255.4.1 万向节结构选择 .255.4.2 万向节设计计算 .265.4.3 万向节的材料及热处理 .27总 结 .28参考文献 .29致 谢 .30需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑摘 要本文主要是设计某微型车驱动桥，对于微型车的驱动桥，既要满足转向的要求，又要满足驱动的要求。其主要由主减速器、差速器、半轴、万向节、驱动桥桥壳等构成。本次设计根据给定的参数，首先对主减速器进行设计，主要是对主减速器的结构，以及几何尺寸进行了设计；其次，对差速器的形式进行选择，差速器的形式采用普通对称式圆锥行星齿轮差速器；接着，对半轴的结构、支承形式，以及万向节的形式和特点进行了分析设计；最后，对以上的零件进行了强度的校核，并用AutoCAD 软件绘制本驱动桥的装配图和主要零部件图纸。关键词：驱动桥，主减速器，差速器，半轴，万向节需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑AbstractThis article is designed to drive a passenger car steering axle, drive axle steering for passenger cars, the steering is necessary to meet the requirements, but also to meet the driving requirements. Which is mainly composed of the main reducer, differential, axle, universal joints, drive axle housing and so on. The design according to the given parameters, the first of the main reducer designed mainly for the final drive structure, and geometry has been designed in the form of the final drive designed as a single-stage main gear; secondly, to choose the form of differential, differential form of ordinary symmetrical cone planetary gear differential; Next, axle configuration, support form and the forms and characteristics of joints were analyzed design; Finally, the above parts of the strength check, and draw of the steering assembly drawing with AutoCAD software drive axle and the main parts of drawings.Keywords:Steering drive axle, The main reducer, Differential, Axle, Universal joint微型轿车驱动桥设计1第 1 章 绪论1.1 研究背景及意义中国成为全球第一大汽车市场的过程中，微型车正成为重要力量。据中国汽车工业协会的统计，2009 年上半年，微车销量高达 93.55 万辆，同比增长 54.46%，远高于同期微型车销量 25.62%的增长率，成为上半年全国微型车销量高速增长的最大功臣。以时下形势来看，微车仍将扮演异常重要的角色，这使得整个微型车市场变局丛生。过去 5 年，全国微车销量基本上以每年 10 万辆的增速发展。2008 年，全国共销售微车 130 万辆，只比 2007 年增长了 2%。今年，在多重政策利好的刺激下，微车销量出现了前所未有的爆发式增长。根据公开资料统计，目前国内微车产能约为230 万辆，但到 2012 年时将接近 400 万辆。众所周知，今年的汽车市场遇到了难得一见的政策性利好，先是燃油税改革，使得汽车用户免去了养路费成本；二是购置税改革，国家将 1.6L 以下排量的汽车购置税减免了 50%；三是汽车下乡补贴，国家对购买指定范围汽车产品的消费者给予最高 10%的补贴。四是油价的上涨，预计明年油价将突破 90 美元。微车同时符合这四项政策的要求，成为最大受益者。在这样的机会下，自主品牌纷纷上马，向微车市场发起了进军。微型车市场前景如此广阔，因此加大对微型车的研究显得尤为重要，而作为微型车主要组成驱动桥，对其的研究更是重中之重。1.2 国内外研究概况与发展趋势目前国产驱动桥在国内市场占据了绝大部分份额，但仍有一定数量的车桥依赖进口，国产车桥与国际先进水平仍有一定差距。国内车桥长的差距主要体现在设计和研发能力上，目前有研发能力的车桥厂家还不多，一些厂家仅仅停留在组装阶段。实验设备也有差距，比如工程车和牵引车在行驶过程中，齿轮啮合接触区的形状是不同的，国外先进的实验设备能够模拟这种状态，而我国现在还在摸索中。在具体工艺细节方面，我国和世界水平的差距还比较大，归根结底后桥的共用时承载和驱动。在这两方面，今年来出现了一些新的变化。另外，在结构方面，单需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑级驱动桥的使用比例越来越高；技术方面，轻量化、舒适性的要求将逐步提高。总体而言，现在汽车向节能、环保、舒适等方面发展的趋势，要求车桥向轻量化、大扭矩、低噪声、宽速比、寿命长和低生产成本。为适应不断完善社会主义市场经济体制的要求以及加入世贸组织后国内外汽车产业发展的新形势，推进汽车产业结构调整和升级，全面提高汽车产业国际竞争力，满足消费者对汽车产品日益增长的需求，促进汽车产业健康发展，特制定汽车产业发展政策。生产出质量好，操作简便，价格便宜的低速载货汽车将适合大多数消费者的要求。在国家积极投入和支持发展汽车产业的同时，能研制出适合中国国情，包括道路条件和经济条件的车辆，将大大推动汽车产业的发展和社会经济的提高。1.3 设计要求及技术参数设计微型车驱动桥，菲亚特 550 基于菲亚特 500 打造，新车搭载了法拉利的 4.5升 V8 引擎，采用后置设计，最大功率为 405 千瓦，由于菲亚特 550 车型参数尚未公布本次参考菲亚特 500 参数进行设计，具体如下：发动机最大功率(kW/rpm)：75/6500发动机最大扭矩(Nm/rpm)：133/4000车身长宽高(mm)：354716271497变速箱：6 挡 AT轴距(mm)：2300前轮距(mm)：1407后轮距(mm)：1397驱动方式：前置前驱前后轮胎规格：185/55 R15最高时速：161Km/h需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑第 2 章 总体结构方案拟定微型轿车多采用前置发动机前桥驱动的布置型式，其前桥既是转向桥又是驱动桥，称为驱动桥。显然，在驱动桥的驱动车轮传动装置中，半轴需采用分段式的并用万向节联接起来，以便使转向车轮能够转向。如图 2-1 所示。图 2-1 驱动桥示意图1-主减速器；2-主减速器壳；3-差速器；4-内半轴；5- 半轴套管；6-万向节；7- 转向节轴；8-外半轴； 9-轮毂；10-轮毂轴承；11-转向节壳体；12- 主销；13-主销轴承；14- 球形支座通常，轿车的驱动桥是断开式的。断开式驱动桥必须与独立悬架相匹配。当左、右驱动车轮经各自的独立悬架直接与承载式车身或车架相联时，在左、右转向驱动车轮之间实际上没有车桥，但在习惯上仍称为断开式车桥，轿车的前驱动桥多采用这种结构，如图 2-2 所示1-主减速器；2-半轴； 3-弹性元件；4-减振器；5-车轮；6-摆臂；7-摆臂轴图 2-2由于要求设计的是微型车的前驱动桥，因为采用独立悬架，也考虑微型车的舒适性和运动的协调性，选用断开式驱动桥。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，两侧驱动车轮与车架或车身作弹性联系，并可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节传动。需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑第 3 章 主减速器的设计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齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。3.1.1 主减速器的齿轮类型主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速器形式不同而不同。主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。图 3-1 齿轮传动形式根据给定技术参数，本次设计参考同级别的菲亚特 550 的轿车作为参考设计对象，由于菲亚特 550 的轿车的发动机采用的是横置的形式，变速器也采用横置式，所以动力输出的方向正好与前桥轴线的方向平行。因此，此设计不必采用圆锥齿轮来改变动力旋转的方向，采用圆柱齿轮传动就可以满足要求。一般采用斜齿圆柱齿轮传动，驱动桥为断开式。动力通过左右两根半轴传递给车轮。3.1.2 主减速器的减速形式对于普通乘用轿车，由于 i6，一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，在重型汽车上占有重要地位；目前重型汽车发动机向低速大扭矩发展的趋势使得驱动桥的传动比向小速比发展；随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，许多重型汽车使用条件对需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑汽车通过性的要求降低，因此，重型汽车产品不必像过去一样，采用复杂的结构提高其的通过性；与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，单级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性增加。3.1.3 主从动齿轮的支承形式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。（1）主动斜齿圆柱齿轮的支承图 3-3 主动圆柱斜齿轮跨置式主动斜齿圆柱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 3-3 示） 。（2）从动斜齿圆柱齿轮的支承图 3-4 从动圆柱斜齿轮支撑形式从动斜齿圆柱齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图 3-4 示） 。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内。3.2 基本参数选择与计算3.2.1 主减速比 的确定0i主减速比 的选择，应在汽车总体设计时和传动系的总传动比（包括变速器、i需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑分动器和取力器、驱动桥等传动装置的传动比）一起由汽车的整车动力计算来确定。由于发动机的工作条件和汽车传动系的传动比（包括主减速比）有关，可以采用优化设计方法对发动机参数与传动系的传动比及主减速比 进行最优匹配，以使汽车0i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、客车、长途公共汽车，尤其是对竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率 的情况下，所选择的 值应能保证这些汽车有尽可能高maxeP0i的最高车速 。这时 值就按下式来确定：maxV0i（3-1）ghaprinix037.式中： 车轮的滚动半径，m；r最大功率时发动机的转速，r/min；pn汽车的最高车速，km/h；maxv变速器最高挡传动比，通常为 1。ghi已知轮胎类型与规格：225/55 R17，故： mr 25.9.018524.查资料得：最大功率时发动机的转速为： ，暂取rpmrnp6504rpmnp520汽车最高车速为： hKva/16mx变速器最高档为直接档传动比为： 1gi代入公式(3-1)得 53.16209.37.037.0maxghpriVni故取 5.0i3.2.2 齿轮计算载荷的确定由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性，因此要准确地算出主减速器齿轮的计需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑算载荷是比较困难的。通常是将发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比时和驱动车轮在良好路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速器从动齿轮上的转矩（）的较小者，作为载货汽车和越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动jjeT、齿轮最大应力的计算载荷，即：(3-2) nKiTTLej 0max(3-3)LBrjiGT2式中： 发动机最大转矩，Nm；maxe由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；TLi传动系上述传动部分的传动效率，取 ； 9.0T由于 “猛接合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般载货汽车、0K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取 ；当性能系数10K时，可取 ，或由实验决定；pf20n该汽车的驱动桥数目；汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷（对于驱动桥来说，应考2G虑到汽车最大加速时的负荷增大量） ，N；轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取 ； 85.0对于越野汽车，取 ；对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取0.1；25.1车轮的滚动半径，m；r分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动桥之间的传动效率和传LBi,动比（例如轮边减速等）已知： mNTe.13ax需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑423.178.35.TLi90由后面式（3-5）计算得 ，故：0pf20K由于该轿车只有一个驱动桥则： 1n由后面计算得：汽车满载有总重量为 ，NGa14308.96查参考文献1汽车轴荷分配中微型车发动机前置前驱满载时前轴分配为。本设计中取 58%，%6047 .258.01432由于该轿车是安装一般轮胎的公路用汽车，则： 5由上面计算可得： m95.0r由经验得： 6LB由于该轿车无轮边减速器，则： 1LBi将上述参数值代入公式（3-2） 、 （3-3）中计算得： mNnKiTTLej .47329.0423.10max irGLBj .196.5.822 汽车的类型很多，行驶工况又非常复杂，轿车一般在高速轻载条件下工作，而矿用汽车和越野汽车则在高负荷低车速条件下工作，没有简单的公式可算出汽车的正常持续使用转矩。但对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩根据所谓平均比牵引力的值来确定，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩为mTNm （3-4）)()(pHRLBrTaj ffniG式中： 汽车满载总重量，N；a所牵引的挂车的满载总重量，N，但仅用于牵引车的计算；r需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑车轮的滚动半径，m；r道路滚动阻力系数，计算时对于轿车可取 =0.0100.015；对于载货汽Rf Rf车可取 0.0150.020；对城越野汽车可取 0.0200.035；汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常对轿车取 0.08；对载货汽车Hf和城市公共汽车取 0.050.09；对长途公共汽车取 0.060.10；对越野汽车取0.090.30；汽车或汽车列车的性能系数：pf(3-5)max)(195.06eTp Gf当 时，取)(.axeT0pf、 、 、 和等见式(3-2) 和式（3-3）下的说明。LBinmae由参考文献1得查得汽车总质量 的计算方法：a微型车的总质量 是指装备齐全，并按规定装满客、货时的整车质量。a微型车的总质量 由整备质量 、乘员和驾驶员质量以及乘员的行李质量三0部分组成。其中，乘员和驾驶员每人质量按每人质量按 65kg 计，于是：nma650该式中，n 为包括驾驶员在内的载客数；a 为行李系数，可按参考文献1表 1-5提供的数据取用。已知： ；NGa14308.96由于是轿车，所以 ；r由上得： ；25.0r轿车选用 ，取 ；1.Rf 0125.Rf汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常对轿车取 ；08.Hf需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑经计算 ,则取162.9)(195.0maxeTG0pf把各参数代入式（3-4）中得到： m.147089).0125.(96.01)438()()( NffnirTpHRLBTajm 3.3 齿轮的设计与校核3.3.1 主、从动齿轮齿数的选择为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，大小齿轮的齿数和不少于 40 在轿车主减速器中，小齿轮齿数不小于 9。查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为 3.553，则：初步选定齿轮 , ，取1Z97.315.12Zi 32Z3.3.2 斜齿轮材料选择由于齿轮转速比较高，选用硬齿面。先按轮齿弯曲疲劳强度设计，再较核齿面接触强度，其设计步骤如下：先选择齿轮材料，确定许用应力：均选用 20CrMnTi 钢渗碳淬火，硬度 5662HRC。由参考文献4图 5-32C 查得弯曲疲劳极限应力 ；MPaFlin430由参考文献4图 5-33C 查得接触疲劳极限应力 ；Hli153.3.3 按齿根弯曲疲劳强度设计由式参考文献4中式（5-45b ）知:（3-6）3214.FPdSnZYKTm1）确定轮齿的许用弯曲应力 FP按参考文献4（5-26）计算两齿轮的许用弯曲应力 ， （ ）分别按下式确定1FP2Ma需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑（3-7）NFSTPYminl式中： 试验齿轮齿根的弯曲疲劳极限，查参考文献4图 5-32；li试验齿轮的应力修正系数，本书采用国家标准给定的 值计算时，STY limF；2弯曲疲劳强度计算的寿命系数，一般取 。当考虑齿轮工作在有限N 1NY寿命时，弯曲疲劳许用应力可以提高的系数，查参考文献4图 5-34；弯曲强度的最小安全系数。一般传动取 =1.31.5；重要传动取minFS minFS=1.63.0 ；i由上得： MPaFlin430取 ， ，2STY1N8.minFS把各参数代入式（3-7）中得： MPaSNFTP 7.48.1230minl 2)计算小齿轮的名义转矩Nm9.573./4561T3）选取载荷系数 K因为是斜齿轮传动，且加工精度为了 7 级，故 K 可选小些，取 K=1.45）齿宽系数 的选择：d选大值时，可减小直径，从而减小传动的中心距，并在一定程度上减轻包括d箱体在内的整个传动装置的重量，但是却增大了齿宽和轴向尺寸，增加了载荷分布的不均匀性。的推荐值为：d需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑当为软齿面时，齿轮相对于轴承对称布置时， =0.81.4；d非对称布置时， =0.61.2；d悬臂布置或开式传动时， =0.30.4。d当为硬齿面时，上述 值相应减小 50%。取 =0.5，并取 ；d166）确定复合系数因两轮所选材料及热处理相同，则 相同，故设计时按小齿轮的复合齿形系FP数 代入即可。而1FSY986.1cos9s33ZV由参考文献4图 5-38 查得 =4.18FSY将上述参数代入式（3-6） ，得 mZKTmFPdSn 59.478.95.014124.123231 按参考文献4表 5-1 取标准模数，取 mmn则中心距 mZman 6.10cos2)39(5cos)(17）计算其它几何尺寸如下表表 3-1 主、从动圆柱斜齿轮参数参 数 符 号 主动斜齿圆柱 齿轮 从动斜齿圆柱 齿轮齿数 Z1，Z2 9 32螺旋角 16法面模数 nm5端面模数 cost5.2需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑法面压力角 n20端面压力角 costasrt20.74分度圆直径 ntzmd46.8 166.4基圆直径 tbcs43.77 155.62齿顶高 ha=h2=（1+0.1） n5.5. 5.5齿根高hf1= hf2=（1+0.25-0.1） nm5.75 5.75齿顶圆直径 aah2d57.8 177.4齿根圆直径 ff35.3 154.9当量齿数 3vcosz10.13 36.033.3.4 校核齿面的接触强度由参考文献4式（5-47）可知（3-8）ubdKTZEH11092为弹性系数，当齿轮都为钢制，E MPaZE8.19代入公式（3-8）得 MPaubdKTZEH 2347.89057.318.463.8109109 221 齿面许用接触应力 按参考文献4 式（5-27）计算，因为主减速器为较重要HP传动，取最小安全系数 ， ， ，则4.minS1NZwMPaZwNHP 07.15minl 因为 ，故接触疲劳强度也足够。P3.4 轴承的选择与校核需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑3.4.1 轴承的载荷计算当斜齿圆柱齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，根据主减速器齿轮轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。图 3-5 为单级主减速器的跨置式支承的尺寸布置图:图 3-5 单级主减速器轴承布置尺寸图 3-5 中各参数尺寸：a=46mm，b=22mm，c=90.5mm ，d=60.5mm 。由主动斜齿圆柱齿轮齿面受力简图（图 3-6 所示） ，得出各轴承所受的径向力与轴向力。 图 3-6 主动斜齿圆柱齿轮齿面受力简图轴承 A：径向力需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑Fr= （3-14）22azm1rzFD(+b)F(a)-轴向力Fa= Faz （3-15）将各参数代入式（3-14）与（3-15） ，有：Fr=3997N，Fa=2752N轴承 B：径向力Fr= （3-16）22azm1rzFD(+b)F(ab)-轴向力 Fa= 0 （3-17）将各参数代入式（3-16）与（3-17） ，有：Fr=1493N，Fa=0N轴承 C：径向力Fr= （3-18）22azmrFDdF+c(c)轴向力 Fa= Faz （3-19）将各参数代入式（3-18）与（3-19） ，有：Fr=2283N，Fa=2752N轴承 D：径向力Fr= （3-20）22azm1rFDc+-cd(d)轴向力 Fa= 0 （3-21）将各参数代入式（3-20）与（3-21） ，有：Fr=1745N，Fa=0N3.4.2 轴承型号的确定轴承 A计算当量动载荷 P=0.69arF275=39需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑查阅文献2，斜齿圆柱齿轮圆锥滚子轴承 e 值为 0.36，故 e，由此得 X=0.4,Y=1.7。另外查得载荷系数 fp=1.2。arFP=fp（XFr+YFa） （3-24）将各参数代入式（3-24）中，有：P=7533N轴承应有的基本额定动负荷 CrCr= （3-25）10h36tnLPf式中：ft温度系数，查文献4，得 ft=1；滚子轴承的寿命系数，查文献4，得 =10/3；n轴承转速，r/min；Lh轴承的预期寿命，5000h；将各参数代入式（3-25）中，有；Cr=24061N初选轴承型号查文献3，初步选择 Cr =24330N Cr 的圆锥滚子轴承 7206E。验算 7206E 圆锥滚子轴承的寿命Lh = （3-26）trfC167nP将各参数代入式（3-24）中，有：Lh =4151h5000h所选择 7206E 圆锥滚子轴承的寿命低于预期寿命，故选 7207E 轴承,经检验能满足。轴承 B、轴承 C、轴承 D、轴承 E 强度都可按此方法得出，其强度均能够满足要求。需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑第 4 章 差速器的设计4.1 差速器结构形式选择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 个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构)，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。4.2 差速器齿轮设计a) 行星齿轮数 n该车为小型轿车，但为确保差速器稳定性，行星轮数应该为 4.b) 行星齿轮球面半径 BR行星齿轮球面半径 RS 反映了差速器锥齿轮节锥矩的大小和承载能力。= （4-1 ）BRCTK3式中：行星齿轮球面半径系数，KS=2.522.92，对于有两个行星齿轮的轿车取B最大值；差速器计算转矩，Nm；取式 3-2 和 3-3 中较小值 2147.37NmCT需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑将各参数代入式（4-1） ，有：=34mmBRc）行星齿轮和半轴齿轮齿数 z1 和 z2为了使轮齿有较高的强度，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21z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21z数 z2=24，行星齿轮的齿数 z1=12。d） 行星齿轮和半轴齿轮节锥角 1、2 直齿锥齿轮节锥距半径 A0 及模数 m行星齿轮和半轴齿轮节锥角 1、2 分别为1= （4-2 ）12zarctn2= （4-3 ）1rtz将各参数分别代入式（42）与式（43） ，有：1=26.56，2=63.44直齿锥齿轮节锥距半径 A0 为A0=(0.98-0.99) RB =33.3233.66锥齿轮大端模数 m 为m= （4-4）012Asinz将各参数代入式（4-4） ，有：m=2.522.55查阅文献3，取模数 m=3e）半轴齿轮与行星齿轮齿形参数按照文献3中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表 4-1。压力角 需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑汽车差速齿轮大都采用压力角 =2230，齿高系数为 0.8 的齿形。表 4-1 半轴齿轮与行星齿轮参数序号 名称 计算公式 计算结果1 行星齿轮齿数 1z10，应尽量取最小值 1z=122 半轴齿轮齿数 2=1425，且需满足式（1-4） 2=243 模数 mm=3mm4 齿面宽 b=(0.250.30)A 0;b10m 10mm5 工作齿高 hg6.1gh=4.8mm6 全齿高 5785.4157 压力角 22.58 轴交角 =909 节圆直径 1mzd； 2zd1=36, d2=7210 节锥角 21arctn， 1901=26.56， 1=63.4411 节锥距 210siidA0A=40mm12 周节 t=3.1416mt=9.425mm13 齿顶高 21agah; z2137.04. 1ah=3.23mm2=1.57mm14 齿根高1f=1.788m- ah;2f=1.788 - 21fh=2.13mm;2f=3.79mm15 径向间隙 c=h- g=0.188 +0.051 c=0.615mm16 齿根角 1= 01artnAf; 022arctnhf1=3.05; 2=5.4117 面锥角21o；21o=31.97；2=66.49需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑18 根锥角 11R； 22R1R=23.51 2R=58.0319 外圆直径1cosaohd； 220do1=41.78do1=73.44.3 齿轮强度计算4.3.1 齿轮材料选择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 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。初选差速器齿轮材料为 20CrMoTi。4.3.2 校核计算对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度计算，轮齿弯曲应力 w（MPa ）为：MPa （4-6 ）JmFzKTvsow2310=式中：T差速器一个行星齿轮给予一个半周齿轮的转矩， Nm；其计算公式为 T= nj6.0计算转矩，取 1576.34Nm；j半轴齿轮数目；24；2zn行星齿轮数；4；J综合系数，取 0.223；F计算齿轮的齿面宽， mm；10mm；m端面模数，3mm；ks、km 、kv 按照主减速器齿轮强度计算的有关转矩选取；分别为：0.648,1,1将各参数代入式（4-6）中，有：w=334MPa因为, 差速器齿轮的 ww=980MPa，所以齿轮弯曲强度满足要求。需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑4.4 行星齿轮轴的设计计算4.4.1 行星齿轮轴的分类及选用行星齿轮的种类有很多，而差速器齿轮轴的种类也很多，最常见的是一字轴和十字轴，在小型汽车上由于转矩不大，所以要用一字轴，而载货的大质量的汽车传递的转矩较大，为了轴的使用寿命以及提高轴的承载能力，常用十字轴，由四个轴轴颈来分配转矩。可以有效的提高轴的使用寿命。此次设计选用十字轴。4.4.2 行星齿轮轴的尺寸设计行星齿轮轴用直径 d（mm）为d= （4-5 ）dCnr.10T3式中：T0差速器传递的转矩，Nm；1576.34Nmn行星齿轮数；4rd行星齿轮支承面中点到锥顶的距离 20mm；c支承面许用挤压应力，取 69 MPa；将各参数代入式（4-5）中，有：d=16mm。4.4.3 行星齿轮轴的材料轴的选择要满足强度、热平衡、轴伸部位承受径向载荷等条件。轴的常用材料主要有碳素钢和合金钢。碳素钢价廉，对应力集中敏感性比合金钢低，应用较为广泛，对重要或者承受较大的轴，宜选用 35、40、45 和 50 等优质碳素钢，其中以 45
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