IVECO45.10轻型客车驱动桥设计毕业设计.doc

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1、北京信息科技大学 毕业设计 题 目： IVECO 45.10轻型客车的驱动桥设计 学 院： 机电工程学院 专 业： 车辆工程 摘 要 驱动桥做为汽车四大总成其一，它的性能之好坏直接影响整个汽车性能，而对于客车、载重汽车、货车就显得尤为重要。当采用大功率发动机输出较大转矩以满足目前各种客车、载重汽车与货车的快速、不同载重的高效率、高效益的需要时 ，就必须要匹配一个安全可靠和高性能的驱动桥。本文对轻型客车驱动桥进行的设计参照了传统的驱动桥设计方法。文章首先通过查找主要部件的型式与参数，确定主要部件的结构和设计参数；之后参考类似驱动桥的结构，从而确定出总体设计方案；最后对主、从动锥齿轮 、差速器圆锥

2、行星齿轮、半轴齿轮、全浮式半轴和整体式桥壳进行强度校核，还要对支承轴承进行寿命校核。关键词：轻型客车；驱动桥；主减速器；差速器；车轮传动装置；驱动桥壳； Abstract Drive bridge as the one of four auto assembly ,Its performance directly affects the performance of the whole vehicle ,for passenger cars、trucks is particularly important .When the engine power output larger torque

3、In order to meet the current needs of various passenger car, truck the fast,high efficiency of different load , high efficiency needs,It must match a safe and reliable and high performance driving axle .The design of the bus driver bridge was referring to the drive axle of the traditional design met

4、hod .This article first through the type and parameters of main components of search ,the structure and design parameters of the main components . After the reference to the similar driving axle structure, so as to determine the overall design scheme .Finally, check the strength of the main, driven

5、bevel gear, differential planetary gear cone, a half axle gear, full floating axle and axle housing ,also check the bearings working life .Keywords: light bus . driving axle.main retarder.differential mechanism.wheel drive. drive axle housing .目 录摘 要IAbstractII前 言III第一章 驱动桥的结构方案设计71.驱动桥的概述7第二章 主减速器设

6、计92.1 初步估算减速器传动比92.2 主减速器的结构形式102.2.1 主减速器的轮齿类型102.2.2 主减速器的减速形式102.2.3 主减速器的主、从动锥齿轮的设计112.3 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定132.3.1 主减速器传动比的确定132.3.2 确定主减速器的载荷，用齿轮计算142.4 主减速器锥齿轮的强度计算182.4.1 单位齿长圆周力182.4.2 轮齿弯曲强度192.4.3 轮齿接触强度21第三章 差速器设计213.1 差速器的结构形式选择223.2 差速器主要参数选择233.2.1 行星齿轮数n233.2.2 行星齿轮球面半径233.2.3 行星齿轮与半轴

7、齿轮的齿数243.2.4 行星齿轮与半轴齿轮节锥角与模数243.2.5 分度圆直径253.2.6 半轴齿轮齿面宽253.2.8 齿顶高253.2.9 压力角253.3 差速器齿轮强度计算26第四章 车轮传动装置设计274.1 车轮传动装置结构的选择284.2 半轴的设计与计算284.2.1 初选直径294.2.2 强度校核294.3 半轴的结构设计及材料与热处理30第五章 驱动桥壳设计305.1 驱动桥壳结构方案分析315.2 驱动桥壳强度计算31第六章 驱动桥的结构元件336.1 支承轴承的预紧336.2 锥齿轮啮合调整346.3 润滑34结 束 语35参 考 文 献36前 言 汽车工业的发

8、展与汽车技术的提高，使得驱动桥的设计与制造工艺日益完善。驱动桥与其他汽车总成一样，都广泛的采用了新技术外，而且在结构设计中日益朝着 “ 零件标准化、部件通用化和产品系列化 ” 的方向发展，并向生产组织专业化的目标不断前进。应该采用能用几种典型零部件，以不同的方案组合的设计方法与生产方式来达到驱动桥产品的系列化的目的，力求做到将某一类型的驱动桥以更多的零件，用到不同的性能、不同的吨位、不同的用途，且由单桥驱动到多桥驱动的诸多变形的汽车上。本课题是的设计对象是轻型客车，是对IVECO45.10轻型客车的结构设计，设计它的驱动桥。本说明书将以“驱动桥设计”内容对驱动桥及其主要零部件的结构型式与设计计

9、算一 一作介绍。驱动桥的设计，由驱动桥组成结构 、结构功用 、各结构的工作特点及设计要求讲起，全面的分析了驱动桥总成的结构型式与布置方法；也全面的介绍了驱动桥车轮的传动装置与桥壳的各种结构型式与设计计算方法。设计驱动桥就要先从工作特点和设计要求讲起，还要对驱动桥的各部分结构，各结构的作用有一定的要求，在这里就对驱动桥的总成的组成和各组成结构的布置方法进行了全面的分析； 课题所设计的客车最高车速V110km/h,发动机最大功率76kW（3800r/min），最大扭矩（2000r/min）225 Nm 。这个课题设计有以下两大难题，一是将发动机输出扭矩通过万向传动轴将动力传递到后轮子上，达到更好的

10、车轮转向力与牵引力的有效发挥，从而提高汽车的行驶能力。二是差速器向两边半轴传递动力的同时，允许两边半轴以不同的转速旋转，满足两边车轮尽可能以纯滚动的形式作不等距行驶，减少轮胎与地面的摩擦，延长车轮的寿命，保证汽车的行驶安全可靠。性能参数： 驱动形式 42后轮 轮距 3800 mm 轮距前/后 1750/1586 mm 满载质量 4020kg 空载时前轴分配负荷45%，满载时前轴分配负荷26% 前悬/后悬 1270/1915 mm 最高车速 110 km/h 最大爬坡度 33% 长、宽、高 6000、1692、2575 mm 发动机型号 8140.27 最大功率 76 kW/3800 r/min

11、 最大扭矩 225 Nm/2000 r/min 变速器传动比 6.19 3.89 2.26 1.42 1.00 倒挡 5.69 轮胎型号 185/75R16 轮胎型号185/75R16 离地间隙 280 mm第一章 驱动桥的结构方案设计1.驱动桥的概述 汽车动力传动系的末端就是汽车驱动桥的所在位置，它能将动力合理的分配给左、右驱动轮，增大从传动轴或变速器传来的转矩，路面与车架车身之间会产生垂直力和横向力，这两个力由驱动桥承受。驱动桥由四部分构成：主减速器、差速器、车轮传动装置（半轴和轮边减速器）和驱动壳。 设计驱动桥的几项基本要求：1，选择主减速比的前提是它能确保汽车能达到最好的动力性、稳定性

12、和最佳燃料经济性。2，较小的外形尺寸，确保安全合适的离地间隙。3，要保证齿轮及其它传动件的噪声小，晃动少，平稳。4，转速不同载荷也不同条件下具有较高的传动效率。5，为提高汽车行驶的平顺性，所以在确保强度和刚度都足够的情况下，要尽量减小质量，尤其要尽量减小簧下质量。 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，简易的构造，方便拆装，制造简单容易，整体整合不麻烦。驱动桥的结构形式按工作特性分为非断开式驱动桥与断开式驱动桥。使用断开式驱动桥还是非断开式驱动桥的选择要看驱动车轮所采用的是什么悬架，若是独立悬架，就选择使用断开式驱动桥，若是非独立悬架，则要选用非断开式驱动桥

13、。所以前者又称为独立悬架驱动桥，后者又称为非独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥虽然结构复杂，但优点是能让汽车在难走路面上的行驶平顺性很大幅度的提高。 非断开式（整体式）驱动桥非断开式驱动桥，因为它简易的构造、可靠安全的性能、价廉又物美，用在在各种客车、载货汽车和公共汽车上早已变的非常普遍，而且也用在了大多数的越野汽车和部分轿车上。尽管他们有着各不相同的结构，尤其是 桥壳结构，但是他们都有一个相同的特点，就是齿轮和半轴等传递部件都安装在左右驱动轮上的刚性空心梁中，这个空心梁就是桥壳。问题就是这样就使汽车的簧下质量变大，因为这时整个的驱动桥、驱动车轮和部分传动轴都算簧下质量，这样就对汽车的平稳运行产生

14、影响，也不利于降低动载荷。这是它的一个缺点。 断开式驱动桥 断开式驱动桥桥壳与非断开式的不同地方是它的是分段的，分段的彼此相互还能做相对运动，因此称为断开式的桥。因为它总和独立悬架配合，又称独立悬架驱动桥。由于采用了独立悬架，车身两侧的驱动轮就能在相对于车身或车厢上相互作用下上下摆动，于是驱动轮的传动系统及外部构件就需要做相互摆动。组成这种独立悬架驱动桥的断开式驱动桥和独立悬架都是复杂的构件，对汽车行驶平顺性要求高，所以主要用在小部分轿车和越野车上，而且这些越野车若是重型的，就必须是多桥驱动的，否则就要是轻型以下的。本次课程设计要求为轻型客车汽车驱动桥。非断开式驱动桥比起断开式的，有着更简易的

15、结构、物美价廉、制造简单容易，整体整合不麻烦，总体就是性能好，经济性更高。所以驱动桥选用非断开式的更合理。第二章 主减速器设计主减速器是汽车传动装置的主要部件，它的作用是降慢转速、增大转矩；它的转动靠齿数多的锥齿轮被齿数多的带动进行。如果汽车的发动机放置时纵向的，那么它的主减速器就利用锥齿轮间的运动来变化动力的方向。汽车在不同的路面行驶时，驱动轮一定要有一定的驱动力矩和转速，把主减速器放置在差速器分流流向左右驱动轮的动力之后，这样就可以使主减速器之前的传动部件传递的扭矩变少，这样可以降低驱动桥质量，减小其尺寸，操做起来方便又省力。设计驱动桥的主减速器、差速器要做到以下几项：1，使汽车具有最好的

16、动力性和燃油经济性是选择主减速比的前提。2，较小的外形尺寸，确保安全合适的离地间隙。要保证齿轮及其它传动件的噪声小，晃动少，平稳。3，转速不同载荷也不同条件下有很好的传动效率。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。4，为提高汽车行驶的平顺性，所以在确保强度和刚度都足够的情况下，要尽量减小质量，尤其要尽量减小簧下质量。 5，简易的构造，方便拆装，制造简单容易，整体整合不麻烦。2.1 初步估算减速器传动比根据公式初步估计减速器传动比为： 式中：r为车轮滚动半径0.509 m；np为主轴转速3800 rpm；ua为最高车速110 km/h；igh为变速器最高档速比1.00；

17、为了得到足够的储备功率，i0一般应加大10%25%取加大10%则初步估计=6.631.1=7.29。2.2 主减速器的结构形式多数情况下依据所选择的齿轮样式、主动和从动齿轮的支持形式和装载方法，还有降低速度方法的不同而使主减速器的构成形式变得不同。 2.2.1 主减速器的轮齿类型主减速器有四种齿轮形式，包括弧齿锥齿轮、圆珠齿轮、双曲面齿轮、涡轮涡杆齿轮。由于主减速比=6.634.5，故在此选用双曲面锥齿轮传动。与弧齿锥齿轮传递相比，双曲面锥齿轮传动特点是：1）在传动比稳定从动齿轮具有一样的尺寸时，比起弧齿锥齿轮，双曲面锥齿轮的齿轮强度、直径、主动齿轮轴和轴承刚度都要更高更大；2）在传动比一定而

18、主动齿轮尺寸没变时，比起弧齿锥齿轮双曲面从动齿轮的尺寸就要小很多了，这样就会得到更安全的离地间隙；此外因为拥有偏移距的原因，就是齿轮的运转变得更平稳；较大的双曲面传动的主动齿轮的螺旋角，齿数在同一时间啮合的较多，就会使重合度变得更大，这样既能让齿轮传动的平稳性显著的提高，还能让齿轮的当量曲率半径增加将近30%。 2.2.2 主减速器的减速形式减速器根据减速方式的不同特点，主减速器可分为：主减速器单级主减速器双级主减速器双速主减速器贯通式主减速器单级贯通式单、双级减速配轮边减速器双级贯通式整体式分开式常用的具有降低速度的主减速器主要有单级式与双级式两种主减速器。不同类的车、不同的使用要求、合理的

19、离地间隙对安置驱动桥的要求、驱动桥的驱动桥数和各桥的安装方式，最后还有主减速器的主传动比，这些是选择减速器时必须要考虑的因素。是影响汽车动力传动和燃油消耗率的因素。 由于设计定位为轻型客车，总质量较小，主减速器传动比i0=6.637，所以采用单级主减速器。单级减速驱动桥的优势：作为驱动桥中构造最简易的驱动车桥，是一种制造工艺简单成本低的基本型驱动桥，在轻型客车市场上拥有很高的地位。 2.2.3 主减速器的主、从动锥齿轮的设计为了让主从动锥齿轮正常的工作，主减速器一定要确保它们的齿轮有很好的啮合状况。影响齿轮合理啮合的因素：1）齿轮加工质量 2）安装匹配齿轮3）轴承和主减速器的刚度4）齿轮支撑刚

20、度。主动锥齿轮的支持方案主动锥齿轮有悬臂式与跨置式两种支撑方式。转矩较小的主减速器用悬臂式支承，因为它的支承结构简易且刚度很差。通常应用于负荷较小的小客车与轻型客车汽车；跨置式支承支承刚度大，传递转矩较大，结构较为紧凑，但结构复杂，加工成本高。在中型和重型汽车上可以看到这样的支承方式。 图1 主动锥齿轮齿面受力简图 本次设计定位为轻型客车汽车，在此主减速器主动锥齿轮选用悬臂式支承。如下图b）。悬臂式支承的支承刚度本身就很差，若要增家其刚度，则b要比2.5倍的悬臂长a要大（b是支承距离），而且要大于齿轮节圆直径的70%，在齿轮附近的轴颈也须大于悬臂长度a。如果使靠近齿轮的轴承轴径相比另一侧的支承

21、轴稍微大一点，就可以使锥齿轮的拆装变得更方便。图2 a) 主动锥齿轮悬臂式支承形式 b)主动锥齿轮跨置式支承形式 c）从动锥齿轮支承形式从动锥齿轮的支持方案从动锥齿轮的支撑刚度受载荷在轴承间的布置、轴撑的类型及支撑间的路程影响。一般圆锥滚子轴承支撑从动锥齿轮用的较多。减小c+d的长度，需要两轴承的圆锥滚子方向向里，这样就可以增加支撑的刚度。为了加强从动锥齿轮支撑稳定性，则锥齿轮背面的差速器壳体的那部分须要有充足的地方，而且c+d要大于等于从动锥齿轮大的一侧的分度圆直径的70%。就可以使载荷平均的分到两轴上。从动锥齿轮的主减速器里包含有很大的径响尺寸和主传动比，在从动锥齿轮的外侧边缘后面设立辅助

22、的支撑，这样就能让因为受轴向力影响而发生偏向和移动的从动锥齿轮受到限制。在辅助支撑和从动锥齿轮背面之间存在着间隙，要确定当偏移的值到达允许极限，就是在辅助支撑与从动锥齿轮背面接合，这样可以让从动锥齿轮的偏移停止。主、从动齿轮在载荷作用下的偏移量许用极限值，如图2所示。对支撑面从动锥齿轮背面的安装间隙的要求很高，一般就要求在小于或等于0.25mm的值。2.3 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定 2.3.1 主减速器传动比的确定预选主减速器传动比此前已经得出初步估算的主减速比为=6.63。确定最终主减速器传动比主减速器比的最终值与主、从动锥齿轮的齿数有关；挑选主、从动锥齿轮齿数时要注意以下条件：

23、a）与之间若存在公约数，就会影响齿轮的均衡磨合。b）主、从动锥齿轮齿数的和若大于等于40，则会影响齿面重合度和轮齿弯曲强度的升高，使无法达到理想的水平。c）如果是乘用车，若小于9，或者是商用车，小于6，那么会导致啮合不稳，产生较大的噪音，而且还会时疲劳强度变得很低。d）若想得到合适的离地间隙，在比较大时，就要取小一点的。e）和要在不是相同的主传动比下匹配合适。为适宜配合与，根据汽车设计课程设计指导书表4-5取z1=6。则z2=6.63z1=39.78，所以取z2=41，因此最终选择=416=6.83。 2.3.2 确定主减速器的载荷，用齿轮计算通过发动机最大转矩与最低挡传动比带入公式算出从动锥

24、齿轮的转矩 根据汽车设计表4-1所示：Temax为发动机最大转矩；Temax=430 Nm；n：驱动桥数，n=1；为传动效率，取=0.9；k为液力变矩器系数，k=(k0-1)/2+1；k0为最大变矩系数，手动变速器，k=1；i0为主减速器传动比，；为变速器最高挡挡传动比，。为动载系数（由离合器产生），由于，及性能系数，。按驱动轮打滑确定从动锥齿轮的转矩 根据汽车设计表4-1所示：G2为驱动桥在汽车满载的情况下的静载荷；G2=93109.8174% =67585 N；是后轴负荷转移系数，是在汽车处于加速度最高时。商用车：=1.11.2，取=1.2；轮胎与路面间的附着系数，对于在很好的混泥土或沥青

25、路上行驶的装得是普通车轮的公路汽车，取0.85，rr为车轮滚动半径，rr=0.509 m；im为从动齿轮到车轮间的传动比，；为主动齿轮到车轮之间的传动效率，取；从动轮的计算转矩 其中：为在正常开车时的平均牵引力，=；。日常行驶忽略坡度阻力与加速阻力，滚动阻力，其中客车的阻力系数f为0.0150.020，取f=0.015，即；空气阻力；客车空气阻力系数为0.801.00，取，迎风面积，日常平均行驶车速，即。由前面两个式子算出的计算转矩，是作用到从动锥齿轮上的最大转矩，和后面一个式子求得的日常行驶平均转矩不一样。当在求锥齿轮的最大应力时，计算转矩应该选之前两个里较小的那个值，即；在求锥齿轮疲劳寿命

26、时，取。主动锥齿轮的计算转矩： 式中，为主动锥齿轮的计算转矩（单位为Nm）；为主传动比；为主、从动锥齿轮间的传动效率，对于双曲面齿轮副，当时，取85%。 当计算锥齿轮最大应力时，； 当计算齿轮疲劳寿命时， 2.3.3 锥齿轮的主要参数的选择主动锥齿轮的主要参数有、，E，：主动锥齿轮齿数；：从动锥齿轮齿数；：从动锥齿轮大端分度圆直径；：端面模数；：主动锥齿轮齿面宽度；：从动锥齿轮齿面宽度；E：双曲面齿轮副的偏移距；：中心点螺旋角；：法向压力角。主、从动锥齿轮齿数与根据之前取得的主、从动锥齿轮齿数的，=6，=41。从动锥齿轮大端分度圆直径 、端面模数 可根据经验公式初选，即 式中，为从动齿轮大端分

27、度圆直径（mm）；是直径系数，在13.015.3之间，在此取=14；为从动锥齿轮的计算转矩（Nm），。 由下式计算 式中，为齿轮端面模数。 同时，还应满足为模数系数，范围0.30.4。 根据机械制图与计算机绘图表7-9得，取，重新计算从动齿轮大端分度圆直径为，。 主、从动齿轮轮齿面宽度与 双曲面齿轮，主、从动锥齿轮宽度相等，。双曲面锥齿轮齿面宽度，应不大于其节锥距的0.3倍，就是，对b有限制，一般取，即。确定双曲面齿轮副偏移距E齿面的磨损是由于E过大使得齿轮纵向产生很大的滑移；而如果E太小又很难让双曲面齿轮的特点得到施展；对乘用车和总质量较小的商用车来说，且，在确保不会产生根切的前提下，主传动

28、比的增大会直接使E的值同样增大。取，下偏移，就是从从的齿轮的顶部朝齿面看，而且要让主动齿轮处在右边，使得达到从的齿轮的中心线下方就是主动齿轮。 螺旋角齿轮不同位置的螺旋角是不同的，齿轮轮齿大端的螺旋角是最大的，小端的最小。在双曲面齿轮副的中间点的螺旋角也不是相等的。在考虑的选择时，要想好螺旋角对轮齿强度、轴向力和齿面啮合度的影响。值越大，则也越大，齿数就更多的啮合，使得动力传动的更顺，能很有效的降低噪音，更是增强了轮齿的强度，一般1.25，在1.5.0时效果最好。但如果过大，会直接增大轴向力。汽车主减速器双曲面齿轮副大、小齿轮螺旋角的平均值为3540，商用车为了有合适的轴向力，就要选则小一点的

29、值，取。“格里森”制推荐用下式预选双曲面小齿轮的名义螺旋角（） 选用的与上式计算的预选值之间相差不得超过5，否则难以完成良好的强度平衡。用下式大致的确定大齿轮的名义螺旋角 是偏移角近似值，。即 取 ，满足要求。螺旋方向选用原则：当挂了前进档时，为了防止车轮被卡死，齿轮的轴向力会远离锥顶的方向，使住从动轮产生分离的势头。选择并使用主动齿轮左旋（从锥顶方向看，齿轮的形状从齿轮中心线上半部开始向右一侧倾斜）。法向压力角大一点的法向压力角可以让不发生根切的最小齿数数目减少，另一方面可以增强齿轮的强度。太大了就会让齿顶变尖，降低端面的重合度。在此选取。铣刀盘名义直径通过被切齿轮齿宽的中点来估设的同心圆的

30、直径就是刀盘的名义直径，选择时通常是兼顾两个方面，及设计及使用的最合适的齿向曲率以及加工时用最经济的刀盘直径。根据大齿轮分度圆半径，按汽车设计课程设计指导书表4-7取刀盘名义半径为203.3 mm。2.4 主减速器锥齿轮的强度计算轮齿在平常会受到很多的损伤，损伤的方式也有很大种，比如齿面弯曲产生疲劳而折断、超过额定载荷后发生的折断、齿轮表面点蚀和生锈掉落、齿面发生胶合、还有齿轮表面发生的摩擦损伤。在挑选完主减速器锥齿轮的重要数据之后，可以以所挑选的齿形为依据来算出锥齿轮的几何尺寸；在此之后我们可以依靠已经肯定的计算数据校核强度，用以确保锥齿轮有充足的使用寿命和耐用的强度。 2.4.1 单位齿长

31、圆周力主减速器锥齿轮的齿面抗摩性，常用轮齿的单位齿长的圆周力来假设估计算出，即 p：轮齿单位齿长圆周力（N/mm）；F：作用在轮齿上的圆周力（N）；为从动齿轮的齿面宽度（mm）；按发动机最大转矩计算时 ：变速器传动比；：为主动锥齿轮中点分度圆直径（mm）；其他符号同前。一挡时，直接挡时，按驱动轮打滑的转矩计算时 2.4.2 轮齿弯曲强度齿根弯曲应力为 此式求得是锥齿轮轮齿的是锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力（MPa）；为所计算的齿轮的计算转矩（Nm），对于从动齿轮：与，对于主动齿轮与；为过载系数，选用1；是尺寸系数，它体现的是材料性质的不均衡性它与齿轮的尺寸和热处理有关，当时，；为悬臂式结构的齿面载荷

32、分配系数，在此取；为质量系数，当齿轮接触良好，齿距及径向跳动精度高时，；b为所计算齿轮的齿面宽度（mm），b=57.2 mm；D为所讨论齿轮的大端分度圆直径（mm）；为所计算的齿轮的轮齿完全应力综合系数，取。 图3-2 弯曲计算用综合系数主动锥齿轮强度校核校核时要通过发动机的最大扭矩和传动系的最低档速比所确保的主动锥齿轮的转矩Tz来计算扭矩。由汽车日常移动平均转矩主动锥齿轮T为计算扭矩来进行力矩检查 从动锥齿轮强度校核以发动机最大扭矩与传动系最低当速比所确定的从动锥齿轮的转矩为计算扭矩来校核以汽车日常行驶平均转矩所确定的从动锥齿轮转矩为计算扭矩来校核由此得，主减速器齿轮弯曲强度满足要求。 2.

33、4.3 轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力公式：其中，为所计算的齿轮的计算转矩（Nm），对于从动齿轮：与，对于主动齿轮与；为过载系数；为尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取1.0；为齿面品质系数，对于制造精确的齿轮，取1.0；为综合弹性系数，取232.6；为齿面接触强度综合系数，取由于接触应力主从动齿轮相等，所以以下只计算从动轮的按发动机最大转矩计算载荷计算按日常行驶转矩计算第三章 差速器设计 汽车在形式的过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的。如转弯时内侧车轮行程比外侧车轮短;左右两轮胎的气压不相等，台面的磨损不均匀，两车轮上的负荷不均匀而引起的车轮滚动半径不相

34、等；左右车轮接触的路面条件不相同，形式阻力不相等这样，如果左右车轮刚性连接，则不论转弯行驶或直线行驶，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎的磨损，功率与燃料的消耗，另一方面会使转向沉重，通过性与操纵性变坏。为此在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。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。差速器按其结构特征不同，分为齿轮式、凸轮式、涡轮式与牙嵌自由轮式很多种形式。3.1 差速器的结构形式选择汽车上广泛采用的是对称锥齿轮式差速器，该差速器具有结构简单，质量小，维修容易，成本低等优点。它可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器与强制锁止式差速器。 图 3

35、-1 差速器差速原理普通齿轮式差速器的传动机构为齿轮式。齿轮差速器要圆锥齿轮式与圆柱齿轮式两种。 图4-2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器1-轴承；2-螺母；3-锁止垫片；4-差速器左壳；5-螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳；12-轴承；13-螺栓；14-锁止垫片强制锁止式差速器就是在对称式锥齿轮差速器上设置差速锁。当一侧驱动轮滑转时，可利用差速锁使差速器不起差速作用。差速锁在军用汽车上应用较广。经方案论证，差速器结构形式选择对称式圆锥行星齿轮差速器。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

36、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、客车与各种公路用客车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。例如加进摩擦元件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置差速锁等。差速器的性能常以锁紧系数来表征，定义为差速器的内磨察力矩与差速器壳接受的转矩之比。普通锥齿轮式差速器的锁紧系数一般为0.050.15，两半轴的转矩之比为1.111.35。这样的分

37、配比例对于在良好路面上行驶的汽车来说是合适的。但当汽车越野行驶或在泥泞冰雪路面上行驶，一侧驱动车轮与地面的符着系数很小时，尽管另一侧车轮与地面有很好的符着，驱动动力矩也不得不谁负着系数小的一侧同样的减小，无法发挥潜在的牵引力，以致汽车停驶。 由于本设计定位是轻型客车汽车驱动桥设计，其一般在条件良好路面上行驶。为简化结构与降低成本，决定使用普通锥齿轮式差速器。3.2 差速器主要参数选择 3.2.1 行星齿轮数n本设计定位是客车汽车，取行星齿轮数n=4。 3.2.2 行星齿轮球面半径 行星齿轮的球面半径反映了差速器锥齿轮节锥矩的大小与承载能力，根据经验公式来确定式中，为行星齿轮球面半径系数，；为差

38、速器计算转矩（Nm），。 在此粗取， 行星齿轮的节锥矩为粗取0.985， 3.2.3 行星齿轮与半轴齿轮的齿数为了使齿轮有较高的强度，希望取较大的模数，但尺寸会增大，于是又要求行星齿轮的齿数 应取少点些，但一般不小于10。半轴齿轮齿数 在1425之间选用。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，为使四个行星齿轮能同时与两个半轴齿轮啮合，两半轴齿轮的齿数与必须能被行星齿轮数整除，否则差速器不能装配。在此取，。 3.2.4 行星齿轮与半轴齿轮节锥角与模数 行星齿轮与半轴齿轮节锥角、分别为 锥齿轮大端的端面模数m为 =8.025按GB 12368-9选取m=9，即， 3.2.

39、5 分度圆直径 分度圆直径、（mm） 3.2.6 半轴齿轮齿面宽 =20.3824.34mm 但不应超过端面模数m的10倍，即，行星齿轮的齿面宽度一般比半轴齿轮的齿面宽度略小。在此取22 mm。 3.2.7 齿全高 齿工作高度 齿径向间隙 齿全高 3.2.8 齿顶高 1992年“格里森”标准规定采用齿顶高系数计算齿顶高。 半轴齿轮齿顶高 行星齿轮齿顶高 式中， 3.2.9 压力角汽车差速器齿轮大多采用压力角为。行星齿轮轴直径d（mm）为 ，取30mm式中，为差速器壳传递的转矩（Nm）；n为行星齿轮数，n=4；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出平均直径的一半，取；为

40、支承面允许挤压应力，取98Mpa。行星齿轮在轴上的支承长度L为 ，取32mm参 数符 号半轴齿轮行星齿轮分度圆直径d14196齿顶高ha1.833.76齿根高hf4.432.5齿顶圆直径da144103齿根圆直径df13384齿顶角a419231齿根角f231419分度圆锥角6327顶锥角a67192931根锥角f60292241锥距R4746分度圆齿厚s99齿宽b20273.3 差速器齿轮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，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合传动状态，只有汽车转弯后左右车轮行驶不同的路程时，或者一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才有啮合传动的相对运动。因此，

41、对于差速器齿轮主要进行弯曲强度校核。轮齿弯曲应力（MPa）为式中：n为行星轮数，n=4；J为综合系数，根据取J=0.228；、分别为半轴齿轮齿宽及其大端分度圆直径，22 mm，135 mm；为半轴齿轮计算转矩（Nm），；、按主减速器强度计算的有关数值选取。当，；当，。以发动机最大扭矩与传动系最低当速比所确定的转矩来校核，以汽车日常行驶平均转矩所确定的转矩为计算扭矩来校核，轮齿强度合格第四章 车轮传动装置设计 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桥，车轮传动装置主要零件试半轴；对于断开式驱动桥与转向驱动桥，车轮传动装置为万向节。 4.

42、1 车轮传动装置结构的选择半轴根据其车轮端的支撑方式不同，可分为半浮式，3/4浮式与全浮式三种形式。半浮式半轴的结构特点是：半轴外端支撑轴承位于半轴套管外端的内孔中，车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩外，其外端还承受由路面对车轮的反作用力所引起的全部力与力矩。半浮式半轴结构简单，所承受的载荷较大，只用于乘用车与总质量较小的商用车上。3/4浮式半轴的特点是：半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部，直接支承于车轮轮毂，而半轴则以其端部凸缘与轮毂用螺钉连接。该形式半轴的受载情况与半浮式相似，只是载荷有所减轻，一般只用于乘用车与总质量较小的商用车上。全浮式半轴的结构特点是：半轴外端的凸缘用

43、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与弯矩全由桥壳来承受。但由于桥壳变形，轮毂与差速器半轴齿轮不同心，半轴法兰平面相对其轴线不垂直等因素，会引起半轴弯曲变形，一次一起的弯曲应力一般为570Mpa。全浮式半轴主要用于总质量较大的商用车上。三种形式的半轴结构图如下 在此选用全浮式半轴结构。 4.2 半轴的设计与计算半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。半轴的计算应考虑到以下三种可能的载荷工况：a）纵向力X2最大时(X2Z2)附着系数尹取0.8，没有侧向力作用；b）侧向力Y2最大时，其最大值发生于侧滑时，为Z2中，侧滑时轮胎与地面侧向附着系数，在计算中取1.0，没有纵向力作用；c）垂向力Z2最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路