轎車驅動橋設計課程設計,過程以及計算

1、精品設計中南大學驅動橋課程設計說明書 專 業(yè)： 班 級： 姓 名： 學 號： 指導教師：目錄一、課程設計題目分析-32、 主減速器設計-4（一） 減速器的結構形式-4（二） 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算- -5（三） 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)選擇- -7（四） 主減速器錐齒輪的材料- -10（五） 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的強度計算- -11（六） 主減速器軸承計算及選擇- -133、 差速器的設計-18（一） 差速器結構形式選擇- -19（二） 差速器參數(shù)確定- -20（三） 差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算- -22（四） 差速器直齒錐齒輪的強度計算- -234、 半軸的設計-24（一）

2、半軸型式-24（2） 半軸參數(shù)設計及計算-25（3） 半軸花鍵的強度計算-28（4） 半軸其他主要參數(shù)的選擇-28（五）半軸的結構設計及材料與熱處理-29五、橋殼及橋殼附件設計-29（一）驅動橋殼結構方案選擇- -30（二）驅動橋殼強度計算-32（三）材料的選擇- -34參考文獻- -35一、課程設計題目分析： 本次設計題目為轎車驅動器，車型為Focus 1.8 TD Sedan。具體參數(shù)如下： 發(fā)動機轉速： 4000r/min 最大扭矩： 200N.m 汽車總重量： 1620kg 主傳動比： 3.56。設計開始之前，需準備汽車設計課程設計指導書 、 汽車工程手冊等書籍，由于以前做過減速器設計

3、，所以機械設計 、 機械設計課程設計指導書也會在此次設計中用到。設計要求： 驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩，并將動力合理的分配給左、右驅動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直立、縱向力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼。 設計驅動橋時應 滿足如下基本要求：1） 選擇適當?shù)闹鳒p速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟性。2） 外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。3） 齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。4） 在各種載荷和轉速工況下有較高的傳動效率。5） 具有足夠的強度和剛度，以承受

4、和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質量，尤其是簧下質量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。6） 與懸架導向機構運動協(xié)調。7） 結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調整方便。 驅動橋分為斷開式和非斷開式。在選擇的時候，應當從所設計的汽車類型及使用、生產(chǎn)條件出發(fā)，還得和所設計的其他部件結合，尤其是懸架，一次保證整車的預期性能和使用要求。 驅動橋的結構形式與驅動車輪的懸架形式密切相關。當車輪采用非獨立懸架時，驅動橋應為非斷開式；當采用獨立懸架時，為保證運動協(xié)調，驅動橋應為斷開式。具有橋殼的非斷開式驅動橋結構簡單、制造工藝行好、成本低、工作可靠、維修調整容

5、易，廣泛應用于各種載貨汽車、客車及多數(shù)的越野汽車和小轎車上。但整個驅動橋均屬于簧下質量，對于汽車平順性和降低動載荷不利。斷開式驅動橋結構復雜，成本較高，但它大大地增加了離地間隙；減小了簧下質量，從而改善了行駛平順性，提高了汽車的平均車速；減小了汽車在行駛時作用于車輪和車橋上的動載荷，提高了零部件的使用壽命；由于驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性較好，大大增強了車輪的抗側滑能力；與之相配合的獨立懸架導向機構設計得合理，可增加汽車的不足轉向效應，提高汽車的操縱穩(wěn)定性。這種驅動橋在轎車和高通過性的越野車上應用相當廣泛。本課題要求設計福特1.8家用乘用車的驅動橋，根據(jù)結構、成本和工藝等特點，

6、所以我們采用非斷開式驅動橋，這樣，成本低，制造加工簡單，便于維修。3、 主減速器設計（一）、減速器的結構形式主減速器的結構形式主要是根據(jù)其齒輪的類型，主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速形式的不同而異。 1， 主減速器的齒輪類型主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪，雙曲面齒輪，圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式?，F(xiàn)代汽車驅動橋的主減速器齒輪廣泛采用螺旋錐齒輪。螺旋錐齒輪傳動在承受較高載荷時，工作平穩(wěn)，噪音小，滑動速度低，作用在齒面上的接觸負荷也小。所以本題采用單級錐齒輪。 2，主減速器主，從動錐齒輪的支承形式 本題為設計輕型轎車，所以采用懸臂式安裝。采用懸臂式安裝時，為保證齒輪的剛度，主動齒軸頸應盡可能加大，并使

7、二軸承間距離比懸臂距離大2.5倍以上。（二） 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算 1， 主減速器計算載荷的確定發(fā)動機選擇 福特1.8 輕型轎車大多采用CAF488Q1發(fā)動機，所以此處也采用此發(fā)動機。其參數(shù)最大扭矩為：180N.m/4000rpm。 主減速比i0的確定 對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動機最大功率及其轉速的情況下，所選擇的i值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時i值應按下式來確定： 式中 -車輪的滾動半徑，此處給定輪胎型號為185/65R14，所以滾動半徑為185×65%+14×25.4/2=298.05mm。 igh-變

8、速器量高檔傳動比。igh =0.67把nn=4000r/n , =184km/h代入上式 計算得i=3.641） 、按發(fā)動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩ce Tce= 式中： Tce-計算轉矩，Nm； Temax-發(fā)動機最大轉矩；Temax =180N.m n-計算驅動橋數(shù)， n= 1； if-分動器傳動比， if= 1； i0-主減速器傳動比， i0=3.64； -變速器傳動效率， =0.90； k-液力變矩器變矩系數(shù)， K=1； Kd-由于猛接離合器而產(chǎn)生的動載系數(shù)，Kd=1； i1-變速器最低擋傳動比，i1=3.66； 將數(shù)據(jù)代入上式可得： Tce=2158.23N.m

9、 2）、按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 式中：-每個驅動軸上的重量，為60%G=60%×16200=9720N -加速時重量轉移系數(shù)，此處為1.1； -輪胎與路面的附著系數(shù)，對于一般輪胎的公路用汽車在良好的混凝土或瀝青路上可取0.85； -車輪滾動半徑，0.298m； -車輪到從動錐齒輪間的傳動比，取1； -車輪到從動錐齒輪間的傳動效率，一般為0.9；將數(shù)據(jù)代入公式可得到=3009.2 N.m 3）、按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 式中：-汽車總重量，16200N；-車輪滾動半徑，0.298m；-從動錐齒輪到輪邊減速比，取1；-驅動軸傳動效率，圓弧錐齒輪取0

10、.90；-公路坡度系數(shù)，它代表汽車在設計時要求能夠持續(xù)爬坡的能力，而不是公路的坡度系數(shù)，取0.06；-性能系數(shù)，代表汽車在坡度上的加速能力，取0.017； 代入公式可得：=413.03 所以，N.m 最大計算扭矩取1，2計算的較小值，所以 2158.23N.m計算轉矩： N.m （三）、主減速器錐齒輪的主要參數(shù)選擇1)主、從動錐齒輪齒數(shù)z1和z2選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素；為了嚙合平穩(wěn)、噪音小和具有高的疲勞強度，大小齒輪的齒數(shù)和不少于40在轎車主減速器中，小齒輪齒數(shù)不小于9。查閱汽車課程設計指導書資料表6-4，主減速器的傳動比為3.64，初定主動齒輪齒數(shù)z1=11，從動齒輪齒數(shù)z2

11、=40。所以計算得i=3.64，2158.23N.m，N.m。2）從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)對于單級主減速器，增大尺寸會影響驅動橋殼的離地間隙，減小又會影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝?？筛鶕?jù)經(jīng)驗公式初選，即 直徑系數(shù)，一般取13.016.0 從動錐齒輪的計算轉矩，為Tce和Tcs中的較小者所以 =（13.016.0）=（167.99206.77）初選=200 則=/=200/40=5初選=5mm， 則=200根據(jù)=來校核=5選取的是否合適，其中=（0.30.4）此處，=（0.30.4）=（3.885.17），因此滿足校核。主動錐齒輪大端模數(shù) =（0.5980.69

12、2） =5.206.02 取=6mm，所以=66mm 3） 主，從動錐齒輪齒面寬和 錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小，這樣不但會減小了齒根圓角半徑，加大了集中應力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強度會降低。 對于從動錐齒輪齒面寬，推薦不大于節(jié)錐的0.3倍，即，而且應滿足，對于汽車主減速器圓弧齒輪推薦采用： =0.155200=31 一般

13、習慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使其在大齒輪齒面兩端都超出一些，通常小齒輪的齒面加大10%較為合適，在此取=1.1=344） 中點螺旋角齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，選時應考慮它對齒面重合度，輪齒強度和軸向力大小的影響，越大，則也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高，應不小于1.25，在1.52.0時效果最好，但過大，會導致軸向力增大。 汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為35°40°，而商用車選用較小的值以防止軸向力過大，通常取35°。 5） 螺旋方向 主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受的

14、軸向力的方向，當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時針，驅動汽車前進。6） 法向壓力角 加大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降，一般對于“格里森”制主減速器螺旋錐齒輪來說，在此輕型轎車選擇壓力角7） 具體參數(shù)如下表參數(shù)及其計算確定名 稱代號計 算 公 式 和 說 明計算結果軸交角按需要確定，一般，最常用螺旋角通常，最常用。名 稱代號計

15、算 公 式 和 說 明計算結果大端分度圓直徑按照經(jīng)驗公式初定，得到端面模數(shù)，然后分錐角，外錐距齒寬系數(shù)齒寬中點模數(shù)中點法向模數(shù)中點分度圓直徑中點錐距頂隙，頂隙系數(shù)齒頂高，齒頂高系數(shù)，齒根高,工作齒高全齒高齒根角齒頂高頂錐角根錐角（四） 主減速器錐齒輪的材料 驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其它齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。因此，傳動系中的主減速器齒輪是個薄弱環(huán)節(jié)。主減速器錐齒輪的材料應滿足如下的要求：a） 具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面高的硬度以保證有高的耐磨性。b） 齒輪芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。c） 鍛造

16、性能、切削加工性能以及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。d） 選擇合金材料是，盡量少用含鎳、鉻呀的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。 汽車主減速器錐齒輪與差速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。滲碳合金鋼的優(yōu)點是表面可得到含碳量較高的硬化層（一般碳的質量分數(shù)為0.8%1.2%），具有相當高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性。因此，這類材料的彎曲強度、表面接觸強度和承受沖擊的能力均較好。由于鋼本身有較低的含碳量，使鍛造性能和切削加工性能較好。其主要缺點是熱處理費用

17、較高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時可能產(chǎn)生塑性變形，如果滲碳層與芯部的含碳量相差過多，便會引起表面硬化層的剝落。在此選擇材料為20CrMnTi。為改善新齒輪的磨合，防止其在余興初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理以及精加工后，作厚度為0.0050.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進行應力噴丸處理，可提高25%的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪，可進行滲硫處理以提高耐磨性。 （五） 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的強度計算（1） 單位齒長上的圓周力 在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓周力來估算 按發(fā)動機最大轉矩計算時 Nm

18、m 式中：發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此取180； 變速器的傳動比；3.66 主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取66mm.按上式 Nmm（2）輪齒的彎曲強度計算 汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應力為 N/ 式中：該齒輪的計算轉矩，=2158.23N·m;=413.03N·m.超載系數(shù)；在此取1.0尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關，當時，在此0.67載荷分配系數(shù)，跨置式，取1。質量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取1.0;計算齒輪的齒面寬，31mm;端面模數(shù)，5mm;計算彎曲應力的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)），它綜合考慮了齒形系數(shù)。載荷作用點

19、的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對彎曲應力計算的影響。計算彎曲應力時本應采用輪齒中點圓周力與中點端面模數(shù)，今用大端模數(shù)，而在綜合系數(shù)中進行修正。按圖2-1選取小齒輪的0.198.按上式471.17N/< 700N/ =90.17 N/<700N/ 所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。圖2-1 彎曲計算用綜合系數(shù)J(3) 輪齒的表面接觸強度計算 錐齒輪的齒面接觸應力為 N/ 式中：主動齒輪的計算轉矩；=2158.23N·m;=413.03N·m.材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6/mm; ，與上一式相同； 尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪

20、的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗的情況下，可取1.0； 表面質量系數(shù)，決定于齒面最后加工的性質（如銑齒，磨齒等），即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質（如鍍銅，磷化處理等）。一般情況下，對于制造精確的齒輪可取1.0 計算接觸應力的綜合系數(shù)（或稱幾何系數(shù)）。它綜合考慮了嚙合齒面的相對曲率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數(shù)、有效尺寬及慣性系數(shù)的因素的影響，按圖2-2選取=0.254按上式=2135.82800N/ =334.452800N/所以均滿足要求。以上公式（2-6）（2-10）以及圖2-1，圖2-2均參考汽車車橋設計圖2-2 接觸計算用綜合系數(shù)（六）、主減速器軸承計算及選擇1錐齒輪齒面

21、上的作用力錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉矩。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動機也不全處于最大轉矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉矩處于經(jīng)常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉矩進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩可按下式計算： (2-11)式中：發(fā)動機最大轉矩，在此取180N·m；，變速器在各擋的使用率，可參考表2-3選??；，變速器各擋的傳動比；，變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率，可

22、參考表2-3選??；表2-3及的參考值經(jīng)計算為157.88· (1) 齒寬中點處的圓周力F N 式中：作用在該齒輪上的轉矩，作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩，為上式計算結果。該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑. 對于圓錐齒輪的齒面中點的分度圓直徑經(jīng)計算200-31.sin74.624°=170.11mm =46.78mm按上式主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力 =928.11N（2）錐齒輪的軸向力和徑向力圖2-3 主動錐齒輪齒面的受力圖如圖2-3，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉方向為逆時針，F(xiàn) 為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點A處的法向力，在A點處的螺旋方向的法平面內

23、，F(xiàn)分解成兩個相互垂直的力F和，F(xiàn)垂直于OA且位于OOA所在的平面，位于以OA為切線的節(jié)錐切平面內。在此平面內又可分為沿切線方向的圓周力F和沿節(jié)圓母線方向的力。F與之間的夾角為螺旋角，F(xiàn)與之間的夾角為法向壓力角，這樣就有： 作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為 由以上二式可計算得： =735.95N =225.31N以上二式參考汽車設計。2.主減速器軸承載荷的計算軸承的軸向載荷就是上述的齒輪的軸向力。但如果采用圓錐滾子軸承作支承時，還應考慮徑向力所應起的派生軸向力的影響。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪的徑向力，圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。當主減速器的齒輪尺寸

24、，支承形式和軸承位置已確定，則可計算出軸承的徑向載荷。軸承布置圖如下： 其中：a=120mm，b=45mm，c=70mm，d=108mm。軸承受力如下表軸承號力的名稱公 式計 算 結 果A徑向力1276.2N軸向力735.95NB徑向力352.99N軸向力00C徑向力793.44N軸向力225.31ND徑向力657.22N軸向力00 3.錐齒輪軸承型號的確定軸承A計算當量動載荷P =0.58 查機械設計課程設計表15-7 有錐齒輪圓錐滾子軸承e值為0.36，故 >e，由此得X=0.4,Y=1.7。另外查得載荷系數(shù)fp=1.2。P=fp（XFr+YFa） 將各參數(shù)代入式中，有： P=176

25、1.6N軸承應有的基本額定動負荷CrCr= 式中：ft溫度系數(shù)，查文獻4，得ft=1；滾子軸承的壽命系數(shù)，查文獻4，得=10/3；n軸承轉速，r/min；Lh軸承的預期壽命，5000h；對于無輪邊減速器的驅動橋來說，主減速器的從動錐齒輪軸承的計算轉速為 r/min 式中：輪胎的滾動半徑，m 汽車的平均行駛速度，km/h;對于載貨汽車和公共汽車可取3035 km/h，在此取50 km/h。所以有上式可得=446.3 r/min而主動錐齒輪的計算轉速=446.3×3.64=1624.6r/min將各參數(shù)代入式中，有；Cr=11.28kN初選軸承型號查機械設計課程設計表15-7，初選圓錐滾

26、子軸承7207E。 =51.5kN>11.28kN 驗算7205E圓錐滾子軸承的壽命Lh= 將各參數(shù)代入上式中，有： Lh =165030h>5000h所選擇7207E圓錐滾子軸承的壽命高于預期壽命，故選7207E軸承,經(jīng)檢驗能滿足。 同樣的選擇方法，軸承B選擇7208E型圓錐滾子軸承，軸承C選擇7210E型，軸承D選擇7210E型，經(jīng)以上相同方法驗證均滿足要求。 另外， 對于軸，需滿足： P-軸傳遞的功率，67kw A。=110，查機械設計表15-3，高等教育出版社 所以，主動齒輪軸，28.1mm， 從動齒輪軸，43.3mm，以上軸承也都滿足。三、差速器的設計汽車在行使過程中，左

27、右車輪在同一時間內所滾過的路程往往是不相等的，左右兩輪胎內的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的負荷不均勻而引起車輪滾動半徑不相等；左右兩輪接觸的路面條件不同，行使阻力不等等。這樣，如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉彎行使或直線行使，均會引起車輪在路面上的滑移或滑轉，一方面會加劇輪胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面會使轉向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。為此，在驅動橋的左右車輪間都裝有輪間差速器。差速器是個差速傳動機構，用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉動，用來保證各驅動輪在各種運動條件下的動力傳遞，避免輪胎與地面間打滑。差速器按其結構特征可分為齒輪式、凸輪式、蝸

28、輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。（一） 差速器結構形式選擇 汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結構簡單、質量較小等優(yōu)點，應用廣泛。它可分為普通錐齒輪式差速器、摩擦片式差速器和強制鎖止式差速器。普通齒輪式差速器的傳動機構為齒輪式。齒輪差速器要圓錐齒輪式和圓柱齒輪式兩種。強制鎖止式差速器就是在對稱式錐齒輪差速器上設置差速鎖。當一側驅動輪滑轉時，可利用差速鎖使差速器不起差速作用。差速鎖在軍用汽車上應用較廣。查閱文獻5經(jīng)方案論證，差速器結構形式選擇對稱式圓錐行星齒輪差速器。普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼，2個半軸齒輪，4個行星齒輪(少數(shù)汽車采用3個行星齒輪，小型、微型汽車多

29、采用2個行星齒輪)，行星齒輪軸(不少裝4個行星齒輪的差逮器采用十字軸結構)，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，最廣泛地用在轎車、客車和各種公路用載貨汽車上有些越野汽車也采用了這種結構，但用到越野汽車上需要采取防滑措施。例如加進摩擦元件以增大其內摩擦，提高其鎖緊系數(shù)；或加裝可操縱的、能強制鎖住差速器的裝置差速鎖等。圖3-2 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器1，12-軸承；2-螺母；3，14-鎖止墊片；4-差速器左殼；5，13-螺栓；6-半軸齒輪墊片；7-半軸齒輪；8-行星齒輪軸；9-行星齒輪；10-行星齒輪墊片；11-差速器右殼（二）差

30、速器參數(shù)確定 1，行星齒輪差速器的確定1）行星齒輪數(shù)目的選擇依照汽車工程手冊，轎車及一般乘用車多用2個行星齒輪，貨車汽車和越野汽車多用4個，少數(shù)騎車用個行星齒輪。本車差速器應選行星齒輪數(shù)為2個（輕載乘用車汽車）2）行星齒輪球面半徑的確定差速器的尺寸通常決定于，它就是行星齒輪的安裝尺寸，可根據(jù)公式來確定。=2.99=45.843mm 式中： 行星齒輪球面半徑系數(shù)，=2.522.99（有四個行星齒輪的轎車和公路用貨車取小值；有2個行星齒輪的轎車，以及越野汽車、礦用汽車取大值）；在此取2.95 差速器計算扭矩。在此為2158.23N.m 計算得 38.12mm 取38mm3）預選其節(jié)錐距 mm4）行

31、星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇 為了得到較大的模數(shù)，以使齒輪有較高的強度，行星齒輪的齒數(shù)應盡量少，但一般不少于10。半軸齒輪齒數(shù)取1425；半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比多在1.52范圍內；左、右半軸齒輪的齒數(shù)和必須能被行星齒輪的數(shù)目所整除，否則將不能安裝。根據(jù)這些要求初定半軸齒輪齒數(shù)為18；差速器行星輪個數(shù)為2，齒數(shù)為10。5）行星齒輪節(jié)錐角、模數(shù)和節(jié)圓直徑的初步確定 行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角、計算如下：6）大端模數(shù)及節(jié)圓直徑的計算 mm 取4mm 分度圓直徑 ， m mm7）壓力角 過去汽車差速器齒輪都選用壓力角，這時齒高系數(shù)為1，而最少齒數(shù)為13。現(xiàn)在大都選用的壓力角，齒高系數(shù)為0.8，最少齒

32、數(shù)可減少至10。某些重型汽車也可選用壓力角。 所以初定壓力角為 8) 行星齒輪安裝孔直徑及其深度的確定 根據(jù)汽車工程手冊中： mm式中： 差速器傳遞的轉矩，N.m； 行星齒輪數(shù)；2 為行星齒輪支撐面中點到錐頂?shù)木嚯x（，為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而），計算結果為28.8mm； 支撐面的許用擠壓應力，取為69N/mm。（三）差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算 1.行星齒輪齒數(shù) （應盡量取小值） 取10 2.半軸齒輪齒數(shù) 且須滿足安裝條件 取183.模數(shù) 4.變位系數(shù) 5.齒頂高系數(shù) 6.徑向間隙系數(shù) 7.齒面寬 8.齒工作高 9.齒全高 10.壓力角 11.軸交角 12.節(jié)圓直徑 13.節(jié)錐角 1

33、4.節(jié)錐距 15. 周節(jié) 16.齒頂高 17.齒根高 （四）差速器直齒錐齒輪的強度計算差速器齒輪主要進行彎曲強度計算，對疲勞壽命則不予考慮，這是因為行星齒輪在工作中經(jīng)常只起等臂推力桿的作用，僅在左、右驅動車輪有轉速差時行星齒輪與半軸齒輪之間才有相對滾動的緣故。汽車的差速器齒輪的彎曲應力為： （N/mm）式中： 差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉矩， N.m； 主減速從動輪所傳遞的扭矩； 行星齒輪數(shù)目； 半軸齒輪齒數(shù)； 超載系數(shù)，一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車，以及液力傳動的各類汽車均??； 質量系數(shù)，對驅動橋齒輪可??； 尺寸系數(shù)，當端面模數(shù)mm時，?。?載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均為騎馬式支

34、撐時， ??； 、分別為計算齒輪的齒面寬（mm）、和模數(shù)； 汽車差速器齒輪彎曲應力計算用的綜合系數(shù)；查表為0.258許用彎曲應力為980N/mm；當T。為2158.23N.m時，N.m計算得mpa>980不滿足要求，所以將F增大至25mm再次計算得=697.1<980，符合要求當T。為時， N.m=133.41<980Mpa 即滿足要求。四、半軸的設計 （一）、半軸型式從差速器傳出來的扭矩經(jīng)過半軸，輪轂最后傳給車輪，所以半軸是傳動系中傳遞扭矩的一個重要零件。半軸由于受力情況不同，它有半浮動式、3/4浮動式和全浮動式三種型式。半軸傳遞扭矩是它的首要任務。但由于輪轂的安裝結構不同，

35、非全浮動式半軸除受扭矩以外，還要受到車輪上的作用力，諸如：車輪上受到的垂直力、側向力以及牽引力或制動力所形成的縱向力。1） 半浮式半軸半浮式半軸除傳遞扭矩外，還要承受垂直力,側向力及縱向力所作用的彎矩、,。由此可見，半浮式半軸所受得載荷較大，故它只用于轎車和輕型客貨兩用汽車上。它得最大優(yōu)點式結構簡單。半浮式半軸可以用結構簡單得圓錐面和鍵來固定輪轂。2） 3/4浮式半軸 半軸外端承裝在后軸殼端上，車輪轂裝在此軸承上。在此結構中，如車輪中心和軸承中心重合，即當b=0時，縱向力與垂直力，由車輪傳至軸殼，而側向力產(chǎn)生的彎矩作用在半軸上。假如車輪與軸承中心間距離b不等于零，雖然縱向力及垂直力經(jīng)軸承傳給軸

36、殼，但力與所形成的彎矩仍然由半軸承擔，不過b值要比半浮式的小。由于3/4浮式半軸承受載荷情況與半軸式相似，一般也僅用在轎車和輕型車上3）全浮式半軸全浮式半軸除傳遞扭矩外，其他力和力矩均由軸殼承受。全浮式半軸要采用比較復雜的輪轂，在它上面安裝兩個錐頂相對的圓錐滾子軸承。圖3-5所示全浮式半軸汽車半軸與輪轂結構，軸承由鎖緊螺母予以鎖緊，并有一定的預緊。半軸端鍛成凸緣，用螺栓通過定位錐套固定在輪轂上。圖3-6所示全浮式半軸的最大特點是，半軸端固定輪轂的凸緣是與半軸制成兩體的，其間用花鍵連接。半軸的鍛造工藝性好，因此許多重型貨車的半軸大都采用這種結構。根據(jù)本次設計車型為輕型轎車確定半軸采用半浮式半軸結

37、構，具體結構采用以突緣直接與車輪輪盤及制動鼓相聯(lián)接。 （5） 半軸參數(shù)設計及計算 半軸的主要尺寸是它的直徑，設計與計算時首先應合理地確定其計算載荷。半軸的計算應考慮到以下三種可能的載荷工況：（1）縱向力X2最大時(X2Z2)，附著系數(shù)預取0.8，沒有側向力作用；（2）側向力Y2最大時，其最大值發(fā)生于側滑時，為Z2中，側滑時輪胎與地面的側向附著系數(shù)，在計算中取1.0，沒有縱向力作用；（3）垂向力Z2最大時，這發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時，其值為(Z2-gw)kd，kd是動載荷系數(shù)，這時沒有縱向力和側向力的作用。 由于車輪承受的縱向力、側向力值的大小受車輪與地面最大附著力的限制，即 故縱向

38、力X2最大時不會有側向力作用，而側向力Y2最大時也不會有縱向力作用。 初步確定半軸直徑在0.040m。半浮式半軸設計應考慮如下三種載荷工況：(1) 縱向力最大，側向力為0：此時垂向力， 取9720N 縱向力最大值，計算時可取12，取08。得=5832N =4665.6N 半軸彎曲應力，和扭轉切應力為 式中，a為輪轂支承軸承到車輪中心平面之間的距離，a取0.06m= 71.32mpa = 110.64mpa 合成應力=232.49mpa (2)側向力最大，縱向力=0，此時意味著發(fā)生側滑：外輪上的垂直反力。和內輪上的垂直反力分別為 式中，為汽車質心高度參考一般計算方法取738.56mm；為輪距 =

39、1495mm；為側滑附著系數(shù)，計算時可取10。 計算得外輪上側向力和內輪上側向力分別為 內、外車輪上的總側向力為=9720N這樣，外輪半軸的彎曲應力和內輪半軸的彎曲應力分別為= 365.98mpa =3.31 mpa (3)汽車通過不平路面，垂向力最大，縱向力，側向力：此時垂直力最大值為：式中，是為動載系數(shù)，轎車：，貨車：，越野車：。計算結果為8505N半軸彎曲應力，為=81.22mpa 故校核半徑取0.040m滿足合成應力在600mpa -750mpa范圍（三）半軸花鍵的強度計算在計算半軸在承受最大轉矩時還應該校核其花鍵的剪切應力和擠壓應力。半軸花鍵的剪切應力為 （3-1）半軸花鍵的擠壓應力

40、為 （3-2）式中T半軸承受的最大轉矩，T=2158.23Nm；DB半軸花鍵(軸)外徑，DB=36mm；dA相配的花鍵孔內徑，dA=32mm；z花鍵齒數(shù)，在此取20；Lp花鍵工作長度，Lp=67mm；b花鍵齒寬，b=3.75 mm；載荷分布的不均勻系數(shù)，取0.75。 將數(shù)據(jù)帶入式（3-1）、（3-2）得：=33.68MPa=63.16 MPa根據(jù)要求當傳遞的轉矩最大時，半軸花鍵的切應力不應超過71.05 MPa，擠壓應力不應超過196 MPa，以上計算均滿足要求。 上述花鍵部分主要參考著作機械設計課程設計。（四） 半軸其他主要參數(shù)的選擇花鍵參數(shù)：齒數(shù)：20齒， 模數(shù)：1.5, 油封外圓直徑：6

41、0,65半軸長度：696mm 參考機械設計課程設計法蘭參數(shù)：5-16.2B10,分布圓120十孔位置度0.2 上述參數(shù)主要參考網(wǎng)絡文獻（1）。 （五）半軸的結構設計及材料與熱處理為了使半軸的花鍵內徑不小于其桿部直徑，常常將加工花鍵的端部做得粗些，并適當?shù)販p小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數(shù)必須相應地增加，通常取10齒(轎車半軸)至18齒(載貨汽車半軸)。半軸的破壞形式多為扭轉疲勞破壞，因此在結構設計上應盡量增大各過渡部分的圓角半徑以減小應力集中。重型車半軸的桿部較粗，外端突緣也很大，當無較大鍛造設備時可采用兩端均為花鍵聯(lián)接的結構，且取相同花鍵參數(shù)以簡化工藝。在現(xiàn)代汽車半軸上，漸開線花鍵用得較廣，但也

42、有采用矩形或梯形花鍵的。半軸多采用含鉻的中碳合金鋼制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi等。40MnB是我國研制出的新鋼種，作為半軸材料效果很好。半軸的熱處理過去都采用調質處理的方法，調質后要求桿部硬度為HB388444(突緣部分可降至HB248)。近年來采用高頻、中頻感應淬火的口益增多。這種處理方法使半軸表面淬硬達HRC5263，硬化層深約為其半徑的13，心部硬度可定為HRC3035；不淬火區(qū)(突緣等)的硬度可定在HB248277范圍內。由于硬化層本身的強度較高，加之在半軸表面形成大的殘余壓應力，以及采用噴丸處理、滾壓半軸突緣

43、根部過渡圓角等工藝，使半軸的靜強度和疲勞強度大為提高，尤其是疲勞強度提高得十分顯著。由于這些先進工藝的采用，不用合金鋼而采用中碳(40號、45號)鋼的半軸也日益增多。 五、橋殼及橋殼附件設計驅動橋殼的主要功用是支承汽車質量，并承受由車輪傳來的路面反力和反力矩，并經(jīng)懸架傳給車架（或車身）；它又是主減速器、差速器、半軸的裝配基體。驅動軸殼是傳力件又是載件，因此驅動橋殼應滿足如下設計要求：1） 具有足夠的強度和剛度，以保證主減速器齒輪嚙合正常并不使半軸產(chǎn)生附加彎曲應力。3） 保證足夠的強度和剛度的前提下，盡量減小質量以提高汽車行使平順性。4） 保證足夠的離地間隙。5） 結構工藝性好，成本低。6） 保

44、護裝于其上的傳動系部件和防止泥水浸入。7） 拆裝、調整、維修方便。驅動軸殼的形式及選擇（一）.驅動橋殼結構方案選擇橋殼大體可分為三種形式：可分式、整體式、組合式。、 可分式橋殼可分式橋殼由兩部分組成，每部分均有一個鑄件殼體和一個壓入其內部的軸管。軸管與殼體用鉚釘連接，兩半軸殼通過螺栓連接為一全。可分式軸殼制造工式簡單，主減速器軸承的支承剛性好。但拆裝、調整、維修很不方便，軸殼的強度和剛度受到結構的限制，現(xiàn)已很少采用，應用的也多在中小型汽車上。、 整體式橋殼整體式橋殼的強度和剛度都比較大，橋殼制成整體結構后，主減速器和差減速器裝配成總成再用螺栓安裝到橋殼上，這種結構對主減速器的拆裝、調整都比較方

45、便。按照制造工藝方法，整體式橋殼雙可分為鑄造式、沖壓焊接式和擴張成形式三種。1） 鑄造式橋殼鑄造整體式橋殼，中間是可鍛鑄鐵鑄件，為增加軸殼的強度及剛度，在軸的兩端壓入用無縫鋼管制成的半軸套管，這種結構的軸殼強度和剛度較大，鋼板彈簧座與軸殼殼體鑄成一體，軸殼可根據(jù)強度要求鑄成適當?shù)男螤?。殼的前端平面及孔可裝主減速器，后端平面及孔可裝上后蓋，找開后蓋可作檢視孔用，它與沖壓軸殼相比，主要缸點是重量大、加工面多、制造工藝復雜。亦有采用中央部分用鑄件、兩端壓入鋼管組成三節(jié)整體式軸殼，它與前面那種相比，重量有所減輕、工藝較簡單，而中間軸殼與鋼管連接處，同于受力情況復雜，往往在此形成弱點。許多重型貨車采用鑄鋼的鑄造整體式軸殼，常作為檢視孔的后端部多用沖壓的鋼板焊接成封閉結構，以增加軸殼的強度及剛度。2） 沖壓焊接式橋殼用鋼板沖壓焊接成形的整體式軸殼具有重量輕、工藝簡單、材料利用率高制造成本低等優(yōu)點，并適合于大量生產(chǎn)，因此在中小貨車上廣泛采用，目前同于沖壓設備有了發(fā)展，這種軸殼的優(yōu)點更顯突出，因此許多重型貨車的軸殼也采用了這種結構。3） 擴張成形式橋殼擴張成形式橋殼是用一根無縫鋼管擴張成形的橋殼。這種橋殼結構無論強度還是剛度都比較大，材料節(jié)省重量也輕，唯需要專用擴張軋制設備。也可用兩根無縫鋼