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摘要
隨著汽車電子技術(shù)的高速發(fā)展，輕型貨車在人們的生活中扮演著重要的角色，而驅(qū)動(dòng)橋一直是汽車的四大總成之一，它對(duì)整車性能起著關(guān)鍵性的作用。如今提高驅(qū)動(dòng)橋的可靠性和高效性已經(jīng)成為驅(qū)動(dòng)橋發(fā)展的重要趨勢(shì)，所以本題設(shè)計(jì)一款高效可靠、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的輕型貨車驅(qū)動(dòng)橋，很大程度上降低汽車生產(chǎn)的成本，又推動(dòng)汽車經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，滿足車輛高速、高效益的需要。本文設(shè)計(jì)參照傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法以及參考相同類型車型確定輕型貨車總體參數(shù)，接著確定驅(qū)動(dòng)橋主減速器、差速器、半軸和驅(qū)動(dòng)橋殼的類型，并且完成主減速器設(shè)計(jì)、差速器設(shè)計(jì)、半軸設(shè)計(jì)、驅(qū)動(dòng)橋殼設(shè)計(jì)的相關(guān)計(jì)算及強(qiáng)度校核，使輕型貨車驅(qū)動(dòng)橋的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)合理，符合汽車的日常生產(chǎn)。
關(guān)鍵詞：輕型貨車；驅(qū)動(dòng)橋；主減速器；差速器；半軸；驅(qū)動(dòng)橋殼
ABSTRACT
With the rapid development of automotive electronic technology, light truck plays an important role in people's lives, and the drive axle has been one of the four major assembly, which plays a key role in the vehicle performance. Now to improve the reliability and efficiency of the drive axle drive axle has become an important trend of development, so the design of light truck of a high reliability and simple structure of the driving axle, reduces the automobile production cost to a great extent, and promote the development of the automobile economy, meet the vehicle high speed and high efficiency of the need. In order to made the light truck design of drive axle structure reasonabled, and accord with the daily production of vehicles,in this paper,the design reference to the traditional design method, and reference the same type models determine the overall parameters of light truck ， then determine the drive axle main reducer differential axle and drive axle housing type, and the completion of the main reducer design, design of the differential, half shaft design, drive axle housing design calculation and strength check.
Keywords: Pickup truck; Drive axle; Main reducer; Differential; Axle; Drive Axle housing
目錄
摘要 1
ABSTRACT 2
第1章 緒 論 5
1.1概述 5
第2章 驅(qū)動(dòng)橋的總體方案確定 9
2.1驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)要求 9
2.2驅(qū)動(dòng)橋類型的選擇 9
2.3主要設(shè)計(jì)參數(shù) 10
2.4主減速器結(jié)構(gòu)方案的確定 10
2.4.1主減速比的計(jì)算 10
2.4.2主減速器齒輪的類型 11
2.4.3主減速器的減速形式 13
2.4.4主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇 14
2.4.5從動(dòng)錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇 15
2.5差速器結(jié)構(gòu)方案的確定 15
2.6半軸形式的確定 16
2.7橋殼的形式的確定 17
2.8本章小結(jié) 18
第3章 主減速器設(shè)計(jì) 19
3.1概述 19
3.2主減速器錐齒輪設(shè)計(jì) 19
3.2.1主減速器齒輪計(jì)算載荷的確定 19
3.2.2主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算 21
3.3主減速器錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 25
3.4主減速器的軸承計(jì)算 28
3.4.1 作用在主減速器主動(dòng)齒輪上的力 29
3.4.2 主減速器軸承載荷的計(jì)算 31
3.5主減速器齒輪材料及熱處理 32
3.6本章小結(jié) 33
第4章 差速器的設(shè)計(jì) 34
4.1概述 34
4.2圓錐齒輪差速器齒輪設(shè)計(jì) 34
4.2.1行星齒輪球面半徑的確定 34
4.2.2行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇 35
4.2.3 壓力角 36
4.3圓錐齒輪差速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算 38
4.4本章小結(jié) 40
第5章 半軸設(shè)計(jì) 41
5.1概述 41
5.2全浮式半軸的計(jì)算載荷的確定 41
5.3全浮半軸桿部直徑的初選 42
5.4全浮半軸強(qiáng)度計(jì)算 43
5.5全浮式半軸花鍵強(qiáng)度計(jì)算 43
5.4本章小結(jié) 45
第6章 驅(qū)動(dòng)橋橋殼設(shè)計(jì) 46
6.1概述 46
6.2橋殼的受力分析及強(qiáng)度計(jì)算 46
6.2.1橋殼的彎曲應(yīng)力計(jì)算 46
6.2.2 在不平路面沖擊載荷作用下橋殼的強(qiáng)度計(jì)算 47
6.2.3 汽車以最大牽引力行駛時(shí)的橋殼的強(qiáng)度計(jì)算 48
6.2.4 汽車緊急制動(dòng)時(shí)的橋殼強(qiáng)度計(jì)算 50
6.3 本章小結(jié) 51
結(jié) 論 52
參考文獻(xiàn) 53
致謝 54
第1章 緒 論
1.1概述
隨著科技的進(jìn)步以及汽車電子技術(shù)的高速發(fā)展，汽車已經(jīng)融入人們的生活，充當(dāng)大家生活中一個(gè)重要的角色，其中輕型貨車就占了汽車家族不小的比重，在汽車市場(chǎng)有著不容小覷的額地位，它的發(fā)展必將極大地推動(dòng)汽車行業(yè)以及科技的發(fā)展。
驅(qū)動(dòng)橋作為汽車四個(gè)重要組成部分中的一個(gè)，在汽車性能方面有著不可替代的功能。共分四個(gè)部分與發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩通過(guò)萬(wàn)向傳動(dòng)裝置傳來(lái)的主減速器、差速器、半軸的驅(qū)動(dòng)車輪，降低轉(zhuǎn)速，增大扭矩；錐齒輪改變轉(zhuǎn)矩通過(guò)主減速器通過(guò)微分作用的轉(zhuǎn)移方向，通過(guò)主減速器對(duì)錐齒輪副的方向進(jìn)行改變，通過(guò)差動(dòng)傳動(dòng)來(lái)實(shí)現(xiàn)輪轂兩側(cè)的差動(dòng)動(dòng)作，保證內(nèi)輪以不同的速度達(dá)到。汽車驅(qū)動(dòng)橋的功能已然明顯，其性能直接影響汽車的整體質(zhì)量?，F(xiàn)在的社會(huì)是高速度、高效益的發(fā)展，假設(shè)能設(shè)計(jì)出具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、高效、可靠的優(yōu)點(diǎn)，并且成本低的驅(qū)動(dòng)橋，汽車行業(yè)的技術(shù)會(huì)有眾多的好處。所以輕型卡車配置驅(qū)動(dòng)橋已成為未來(lái)汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展方向，因此，本次驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)有著符合現(xiàn)實(shí)的意義。
隨著近幾年來(lái)國(guó)內(nèi)外經(jīng)濟(jì)的快速發(fā)展，在我國(guó)公路條件的改善以及國(guó)內(nèi)外市場(chǎng)對(duì)汽車裝備需求的不斷增加的同時(shí)，汽車裝備產(chǎn)品在技術(shù)等方面上也提出更高的要求。驅(qū)動(dòng)橋是汽車的重要組成裝備，其作用是改變動(dòng)力傳遞方向，降低轉(zhuǎn)速等，而怎樣設(shè)計(jì)出一款新穎的驅(qū)動(dòng)橋仍是汽車行業(yè)研究的主方向。目前我國(guó)在驅(qū)動(dòng)橋的生產(chǎn)上跟國(guó)外的差距還是有一定的差距，主要表現(xiàn)在國(guó)內(nèi)生產(chǎn)的驅(qū)動(dòng)橋產(chǎn)品開發(fā)能力弱，缺乏自主創(chuàng)新能力，大多數(shù)產(chǎn)品還是依賴國(guó)外同類產(chǎn)品的模仿，而國(guó)外在驅(qū)動(dòng)橋的研究設(shè)計(jì)及生產(chǎn)上已經(jīng)取得成熟的成果。為了適應(yīng)當(dāng)今汽車市場(chǎng)的新發(fā)展趨勢(shì)，全面提高國(guó)內(nèi)汽車驅(qū)動(dòng)橋產(chǎn)品的國(guó)際競(jìng)爭(zhēng)力，則要求在座的汽車行業(yè)成員們要提高技術(shù)創(chuàng)新能力，積極開發(fā)屬于中國(guó)的產(chǎn)品。
為了適應(yīng)未來(lái)的發(fā)展需要，提高運(yùn)輸效率，驅(qū)動(dòng)橋的研究設(shè)計(jì)成為汽車產(chǎn)業(yè)的主流。但目前我國(guó)的驅(qū)動(dòng)橋的研究設(shè)計(jì)與世界先進(jìn)驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)技術(shù)仍有一定的差距。我國(guó)驅(qū)動(dòng)橋企業(yè)需要存在技術(shù)含量低，開發(fā)模式落后，技術(shù)創(chuàng)新力不夠，計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)應(yīng)用少等問(wèn)題。目前我國(guó)驅(qū)動(dòng)橋發(fā)展趨勢(shì)有驅(qū)動(dòng)橋效率兩極分化，轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋制造專業(yè)化，零件部標(biāo)注化，部件通用化，產(chǎn)業(yè)系列化及產(chǎn)品人性化等。雖然我國(guó)驅(qū)動(dòng)橋的發(fā)展任重而道遠(yuǎn)，但我們應(yīng)保持看清現(xiàn)狀，展望未來(lái)。需要我們企業(yè)具備自主研發(fā)能力，建立研發(fā)體系，突破關(guān)鍵技術(shù)，關(guān)鍵部件的制造，形成具有自我競(jìng)爭(zhēng)力的獨(dú)特優(yōu)勢(shì)。
國(guó)外的驅(qū)動(dòng)橋非常值得我們學(xué)習(xí)，他們?cè)隍?qū)動(dòng)橋方面的造詣很深，值得我們敬佩。驅(qū)動(dòng)橋本身有很多小的部件構(gòu)成，如果能更進(jìn)一步加深理解它，那從制造到使用都會(huì)有很多的改變。國(guó)外的研究發(fā)展就是朝著這個(gè)方向，他們投資大量的資金研究驅(qū)動(dòng)橋的每一個(gè)部分，這樣每一個(gè)小的改變都會(huì)變成大的改變，讓汽車變好的為我們服務(wù)。不得不說(shuō)，驅(qū)動(dòng)橋的研究很大程度上提高了汽車科技的發(fā)展，讓我們看得更遠(yuǎn)，想的更多，對(duì)以后的生活也有了更多的憧憬。
1.2驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)和分類
1.2.1驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)
驅(qū)動(dòng)橋處于傳動(dòng)系的末端，，一般由主減速器、差速器、車輪傳動(dòng)裝置和橋殼等組成[1] ,如圖1.1所示。
1半軸 2圓錐滾子軸承 3支承螺栓 4主減速器從動(dòng)錐齒輪 5油封
6主減速器主動(dòng)錐齒輪 7彈簧座 8墊圈 9輪轂 10調(diào)整螺母 圖1.1 驅(qū)動(dòng)橋
1.2.2驅(qū)動(dòng)橋的分類
驅(qū)動(dòng)橋總成的結(jié)構(gòu)型式，按其總體布置來(lái)說(shuō)共有兩種，即斷開式驅(qū)動(dòng)橋和非斷開式驅(qū)動(dòng)橋。當(dāng)驅(qū)動(dòng)車輪采用非獨(dú)立懸架時(shí)應(yīng)選用非斷開式驅(qū)動(dòng)橋，而當(dāng)驅(qū)動(dòng)車輪采用獨(dú)立懸架時(shí)，則應(yīng)選用斷開式驅(qū)動(dòng)橋。因此前者又稱為非獨(dú)立懸架驅(qū)動(dòng)橋，后者又稱為獨(dú)立懸架驅(qū)動(dòng)橋。
整個(gè)驅(qū)動(dòng)橋通過(guò)彈性懸架與車架連接，由于半軸套管與主減速器殼是剛性地連成一體的，因而兩側(cè)的半軸和驅(qū)動(dòng)輪不可能在橫向平面內(nèi)作相對(duì)運(yùn)動(dòng)，所以稱這種驅(qū)動(dòng)橋?yàn)榉菙嚅_式驅(qū)動(dòng)橋，亦稱為整體式驅(qū)動(dòng)橋[1],如下圖1.2所示
1-后橋殼 2-差速器 3-差速器行星齒輪 4-差速器半軸齒輪 5-半軸 6-主減速器從動(dòng)齒輪圈
7-主減速器主動(dòng)小齒輪
圖1.2 非斷開式驅(qū)動(dòng)橋示意圖
驅(qū)動(dòng)橋另一大類是斷開式驅(qū)動(dòng)橋，它的特點(diǎn)是沒(méi)有連接左右驅(qū)動(dòng)車輪的剛性整體外殼或粱，主減速器、差速器及其殼體安裝在車架或車身上，通過(guò)萬(wàn)向傳動(dòng)裝置驅(qū)動(dòng)車輪；兩側(cè)的驅(qū)動(dòng)車輪經(jīng)獨(dú)立懸架與車架或車身作彈性連接，因此可以彼此獨(dú)立地相對(duì)于車架或車身上下擺動(dòng)[2]，如下圖1.3所示。
1- 主減速器；2-半軸；3-彈性元件；4-減振器；5-車輪；6-擺臂；7-擺臂軸
圖1.3 斷開式驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)圖
1.3設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容
1．驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)和布置方案確定。
2．驅(qū)動(dòng)橋零件參數(shù)確定及校核；
（1）完成主減速器參數(shù)選擇和計(jì)算；
（2）完成差速器的設(shè)計(jì)和計(jì)算；
（3）完成半軸的設(shè)計(jì)和計(jì)算；
（4）完成驅(qū)動(dòng)橋殼的受力分析及強(qiáng)度計(jì)算。
3.完成驅(qū)動(dòng)橋裝配圖和主要部分零件圖。
第2章 驅(qū)動(dòng)橋的總體方案確定
2.1驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)要求
1、選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比。
2、外廓尺寸小，以滿足通過(guò)性。
3、齒輪工作平穩(wěn)，噪聲小。
4在各種載荷下有高傳動(dòng)效率。
5具有足夠的強(qiáng)度和剛度，盡可能降低質(zhì)量，
6、與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)協(xié)調(diào)。
7、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造容易，調(diào)整方便。
2.2驅(qū)動(dòng)橋類型的選擇
斷開式驅(qū)動(dòng)橋可以減少汽車簧下質(zhì)量，這是它的一大特點(diǎn)。因此會(huì)提高汽車行駛平順性，比較適合重型汽車。但是其結(jié)構(gòu)相當(dāng)復(fù)雜，零件制造難度大，生產(chǎn)耗時(shí)久且花費(fèi)高，并不適合大量投資于汽車市場(chǎng)。
非斷開式驅(qū)動(dòng)橋大量的使用于各種載貨車，可以優(yōu)化其載質(zhì)量和通過(guò)性。非斷開式驅(qū)動(dòng)橋的橋殼是一根支撐在左右驅(qū)動(dòng)車輪上的剛性空心梁，主減速器、差速器和半軸等所有傳動(dòng)件都裝載其中，驅(qū)動(dòng)橋、驅(qū)動(dòng)車輪均屬于簧下質(zhì)量 [2]。非斷開式驅(qū)動(dòng)橋的優(yōu)點(diǎn)顯而易見，成本低并且工作效率高，所以在汽車行業(yè)上被大量的采用，深受人們的喜愛和歡迎。
綜上所述，如今科技都是向簡(jiǎn)單高效發(fā)展，非斷開式驅(qū)動(dòng)橋有著結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、造價(jià)低廉、工作可靠、傳動(dòng)效率高等優(yōu)點(diǎn)， 使用于輕型貨車上會(huì)更加合適當(dāng)今社會(huì)的發(fā)展，所以選擇非斷開式驅(qū)動(dòng)橋作為最終的設(shè)計(jì)方案。
2.3主要設(shè)計(jì)參數(shù)
本次設(shè)計(jì)針對(duì)東風(fēng)EQ1080S9BDE型載貨汽車，主要參數(shù)如下表2-1所示。
表2-1東風(fēng)輕型貨車主要參數(shù)
序號(hào)
項(xiàng)目
數(shù)據(jù)
單位
1
車身長(zhǎng)度
6955
mm
2
車身寬度
2090
mm
3
車身高度
2300
mm
4
總質(zhì)量
7650
kg
5
額定質(zhì)量
4495
kg
6
最大功率/轉(zhuǎn)速
90/3000
kw/rpm
7
最大轉(zhuǎn)矩/轉(zhuǎn)速
230/2200
N.m/rpm
8
軸距
3800
mm
9
前輪距
1569
mm
10
后輪距
1530
mm
11
排量
3.9
L
12
最高車速
90
Km/h
2.4主減速器結(jié)構(gòu)方案的確定
2.4.1主減速比的計(jì)算
對(duì)于具有很大功率儲(chǔ)備的轎車、長(zhǎng)途公共汽車尤其是競(jìng)賽車來(lái)說(shuō)，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率Pmax及其轉(zhuǎn)速np的情況下，所選擇i0的值可以保證這些車有盡量最高車速vmax。這時(shí)i0值應(yīng)按下式來(lái)確定[3]：
=0.377 （2.1） 式中：——車輪的滾動(dòng)半徑，=0. 5m
——變速器最高檔傳動(dòng)比1.0（為直接檔）。
——最大功率轉(zhuǎn)速3200 r/min
——最大車速90km/h
其他的汽車，為了得到足夠的功率使最高車速略微降低，一般選得比最小值大10%～25%，即按下式選擇：
=（0.377~0.472） （2.2）
經(jīng)計(jì)算初步確定=6.16
結(jié)果求得的應(yīng)與同類汽車的主減速比進(jìn)行對(duì)比，并考慮到主、從動(dòng)主減速齒輪可能的齒數(shù)對(duì)予以校正并最后確定。
2.4.2主減速器齒輪的類型
主減速器齒輪的傳動(dòng)方式有4種，如下圖2.1所示。
圖2.1 主減速器齒輪傳動(dòng)形式
(a)弧齒錐齒輪傳動(dòng) （b）雙曲面齒輪傳動(dòng) （c）圓柱齒輪傳動(dòng) （4）蝸桿傳
在如今的汽車市場(chǎng)中，人們更加偏向螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。這兩種齒輪的類型，被廣泛應(yīng)用于驅(qū)動(dòng)橋的設(shè)計(jì)和生產(chǎn)，螺旋錐齒輪如圖2.2（a）所示主，雙曲面齒輪如圖2.2（b）所示
(a) 螺旋錐齒輪 (b) 雙曲面齒輪
圖2.2 螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪
雙曲面齒輪傳動(dòng)和弧齒輪傳動(dòng)各有千秋，表2-2為兩者的對(duì)比
表2-2 雙曲面齒輪傳動(dòng)對(duì)比弧齒錐齒輪
雙曲面齒輪傳動(dòng)
對(duì)比
弧齒錐齒輪傳動(dòng)
優(yōu)點(diǎn)
缺點(diǎn)
①尺寸相同時(shí)，雙曲面齒輪有更大的傳動(dòng)比。
②傳動(dòng)比一定時(shí)，如果主、從動(dòng)齒輪尺寸相同，雙曲面齒輪比螺旋錐齒輪有較大軸徑，較高的輪齒強(qiáng)度以及較大的主動(dòng)齒輪軸和軸承剛度。
③當(dāng)傳動(dòng)比一定，主、從動(dòng)齒輪尺寸相同時(shí)，雙曲面從動(dòng)齒輪的直徑較小，有較大的離地間隙。
④工作過(guò)程中，雙曲面齒輪副既存在沿齒高方向的側(cè)向滑動(dòng)，又有沿齒長(zhǎng)方向的縱向滑動(dòng)，這可以改善齒輪的磨合過(guò)程，使其具有更高的運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)性。
①方向的縱向滑動(dòng)使摩擦損失增加，降低了傳動(dòng)效率。
②齒面間有大的壓力和摩擦功，使齒輪抗嚙合能力降低。
③雙曲面主動(dòng)齒輪具有較大的軸向力，使其軸承負(fù)荷增大。
④雙曲面齒輪必須采用可改善油膜強(qiáng)度和防刮傷添加劑的特種潤(rùn)滑油
由于螺旋錐齒輪可以支撐大的載荷，運(yùn)行穩(wěn)定可靠，所以本設(shè)計(jì)采用螺旋錐齒輪。
2.4.3主減速器的減速形式
主減速器的分類如下圖2.3所示。
圖2.3 主減速器分類
如今汽車已經(jīng)得到很多改善，并且汽車市場(chǎng)逐漸走向簡(jiǎn)單高效益的道路，大量貨車都不需要采用復(fù)雜的結(jié)構(gòu)來(lái)提高車子的性能。另一方面，對(duì)于轎車和一般輕型貨車，單級(jí)主減速器是最好的選擇，它具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造成本低，體積和質(zhì)量較小，傳動(dòng)效率高的優(yōu)勢(shì)。雙極主減速器尺寸和質(zhì)量都大，并且結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造工藝要求高，一般應(yīng)用于總質(zhì)量較大的汽車上。
本次設(shè)計(jì)貨車主減速比i0小于7，所以采用單級(jí)主減速器。
2.4.4主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇
如今主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承形式分別為：
①懸臂式 懸臂式支承結(jié)構(gòu)如圖2.4所示，在錐齒輪大端一側(cè)采用較長(zhǎng)的軸徑，其上安裝兩個(gè)圓錐滾子軸承；為了減小懸臂長(zhǎng)度a和增加兩端的距離b，以改善支承剛度，應(yīng)使兩軸承圓錐滾子向外[2]。這種支撐形式結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但是支撐剛度不理想，不適用于大型卡車或者重型貨車。
圖2.4 錐齒輪懸臂式支承 圖2.5 主動(dòng)錐齒輪跨置式支承
②跨置式 跨置式支承結(jié)構(gòu)如圖2.5所示，在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負(fù)荷減小，齒輪嚙合條件改善[2]。這種支撐形式可以傳遞巨大的轉(zhuǎn)矩，大型的車輛優(yōu)先選擇。
綜上主動(dòng)錐齒輪采用懸臂式支撐結(jié)構(gòu)（圓錐滾子軸承）。
2.4.5從動(dòng)錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇
從動(dòng)錐齒輪的支撐方式如下圖2.6所示。它基本使用圓錐滾子軸承支承。在安裝的時(shí)候，要注意圓錐滾子大端要面向里，這樣會(huì)縮短c+d的距離。主減速器從動(dòng)錐齒輪采用無(wú)輻式結(jié)構(gòu)并用細(xì)牙螺釘以精度較高的緊配固定在差速器殼的凸緣上，從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑較大時(shí)采用螺栓和差速器殼固定在一起[4]。
圖2.6 從動(dòng)錐齒輪支承形式
綜上從動(dòng)錐齒輪采用跨置式支撐結(jié)構(gòu)（圓錐滾子軸承）。
2.5差速器結(jié)構(gòu)方案的確定
大家都知道，在同等的時(shí)間內(nèi)，汽車轉(zhuǎn)彎時(shí)內(nèi)外兩車輪走過(guò)的路程是不一樣的。然而兩個(gè)車輪又固定在同一根軸上，兩者的角速度一樣，這樣車輪的滑移是無(wú)法避免的。就算是汽車直線行走，路面也不是光滑的，車輪也會(huì)有各種誤差，角速度相同的情況下，滑動(dòng)是不可避免的。這時(shí)候，差速器就能解決這個(gè)問(wèn)題，這也是它的功能所在。差速器的分類如下圖2.7所示。
圖2.7 差速器分類
本設(shè)計(jì)差速器結(jié)構(gòu)形式是選擇普通錐齒輪式差速器。
2.6半軸形式的確定
半軸根據(jù)其車輪端的支撐方式不同，可按表2-3進(jìn)行分類。
表2-3 半軸形式的分類
半浮式
3/4浮式
全浮式
結(jié)構(gòu)特點(diǎn)
半軸外端的支撐軸承位于半軸套管外端的內(nèi)孔中，車輪裝在半軸上。這種結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，所受載荷較大，只用于乘用車和總質(zhì)量較小的商用車上。
半軸外端僅有一個(gè)軸承并裝在驅(qū)動(dòng)橋殼半軸半軸套管的端部，直接支撐于車輪輪轂。一般用在乘用車和總質(zhì)量較小的商用車上。
半軸外端的凸緣用螺釘與輪轂相連，而輪轂又借用兩個(gè)圓錐滾子軸承支撐在驅(qū)動(dòng)橋殼的半軸套管上。主要應(yīng)用于總質(zhì)量較大的商用車上。
全浮式半軸工作穩(wěn)定，是輕型車輛的熱衷產(chǎn)品，故本設(shè)計(jì)采用此種半軸。
2.7橋殼的形式的確定
橋殼的分類如下表2-4所示
表2-4 橋殼的分類
可分式
整體式
組合式
結(jié)構(gòu)特點(diǎn)
由一個(gè)垂直接合面分為左右兩部分，兩部分通過(guò)螺栓連接成一體。這種橋殼結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造工藝好，主減速器支撐剛度好，但拆裝調(diào)整很不方便。
整個(gè)橋殼是一根空心梁，橋殼和減速器殼為兩體。強(qiáng)度、剛度較大，易拆裝和調(diào)整方便。
將主減速器殼與部分橋殼鑄為一體，而后用無(wú)縫鋼管分別壓入殼體兩端，兩者用塞焊或銷釘固定。剛度較好，但要求較高的加工精度。
整體式橋殼又可以分為鑄造式、鋼板沖壓焊接式、和擴(kuò)張成形式。鑄造式橋殼強(qiáng)度和剛度都很完善，并且易拆裝和調(diào)整，受到市場(chǎng)的好評(píng)。此次設(shè)計(jì)采用的橋殼為整體式鑄造式橋殼。
2.8本章小結(jié)
本章開始確定主減速比，然后確定其他部件結(jié)構(gòu)。一步一步的確定主減速器、差速器、半軸、橋殼的選擇。最終確定了驅(qū)動(dòng)橋各總部分結(jié)構(gòu)組成。
第3章 主減速器設(shè)計(jì)
3.1概述
主減速器一直是汽車市場(chǎng)的一個(gè)重要產(chǎn)品，它對(duì)汽車來(lái)說(shuō)是不可或缺的一部分。對(duì)于轎車和一般輕型貨車，單級(jí)主減速器（圖3.1）是最好的選擇，它具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造成本低，體積和質(zhì)量較小，傳動(dòng)效率高的優(yōu)勢(shì)。雙極主減速器（圖3.2）尺寸和質(zhì)量都大，并且結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造工藝要求高，一般應(yīng)用于總質(zhì)量較大的汽車上。
圖3.1單級(jí)主減速器 圖3.2雙極主減速器
3.2主減速器錐齒輪設(shè)計(jì)
3.2.1主減速器齒輪計(jì)算載荷的確定
1、 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動(dòng)比確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩
/n （3.1）
式中： —發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩230；
——由發(fā)動(dòng)機(jī)到主減速器從動(dòng)齒輪之間的傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比
==6.16×4.69=28.8904
變速器傳動(dòng)比=4.69；
——上述傳動(dòng)部分的效率，取=0.96；
——超載系數(shù)，取=1.0；
n——驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目1。
=230 28.8904 1 0.96/1=6379.0032
2、按驅(qū)動(dòng)輪在良好路面上打滑轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩
（3.2）
式中： ——汽車滿載時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷N；但后橋來(lái)說(shuō)還應(yīng)考慮到汽車加速時(shí)負(fù)腷增大量，可初?。?
=×9.8=7650×9.8=74970N
——輪胎對(duì)地面的附著系數(shù)，對(duì)于安裝一般輪胎的公路用汽車， 取=0.85；
對(duì)于越野汽車，取=1.0；
——車輪滾動(dòng)半徑，0.5m；
——分別為由所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪到驅(qū)動(dòng)輪之間的傳動(dòng)效率和傳動(dòng)比，分別取0.96和1。
= 33189.8
通常是將發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比時(shí)和驅(qū)動(dòng)車輪打滑時(shí)這兩種情況下作用于主減速器從動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩（）的較小者，作為載貨汽車計(jì)算中用以驗(yàn)算主減速器從動(dòng)齒輪最大應(yīng)力的計(jì)算載荷。
由式（3.1），式（3.2）求得的計(jì)算載荷，是最大轉(zhuǎn)矩而不是正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩，不能用它作為疲勞損壞依據(jù)。汽車的類型很多，行駛工況又非常復(fù)雜，轎車一般在高速輕載條件下工作，而礦用車和越野車在高負(fù)荷低車速條件下工作，對(duì)于公路車輛來(lái)說(shuō)，使用條件較非公路用車穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩是根據(jù)所謂平均牽引力的值來(lái)確定的，即主減速器的平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩。
3、 按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩
= （3.3）
式中：——汽車滿載總重N, =7650×9.8=74970N；
——所牽引的掛車滿載總重，N，僅用于牽引車取=0；
——道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，初取 =0.015；
——汽車正常使用時(shí)的平均爬坡能力系數(shù)。初取=0.05；
——汽車性能系數(shù)
（3.4）
當(dāng) =62.33>16時(shí)，取=0。
== 2031
3.2.2主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算
（1）齒數(shù)的選擇
根據(jù)主減速比確定：對(duì)于單級(jí)主減速器，當(dāng)較大時(shí)，則應(yīng)盡量使主動(dòng)齒輪的齒數(shù)z1取小些，以得到滿意的驅(qū)動(dòng)橋離地間隙。
①.當(dāng)≥6時(shí)，z1的最小取值可取5，但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強(qiáng)度，z1最好大于5；
②.當(dāng)較?。ǎ?.5～5）時(shí)，z1可取為5～12，但這時(shí)常會(huì)因?yàn)橹?、從齒輪齒數(shù)太多，尺寸太大而不能保證所要求的離地間隙；
③.為了磨合均勻，z1、z2之間應(yīng)避免有公約數(shù)；
④.為了得到理想的齒面重疊系數(shù)，z1與z2之和應(yīng)不小于40；
由于主減速器的傳動(dòng)比為5.1428，先定主動(dòng)齒輪齒數(shù)z1=7，從動(dòng)齒輪齒數(shù)z2=38。
（2）節(jié)圓直徑的選擇
根據(jù)從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（見式3.1，式3.2并取兩者中較小的一個(gè)為計(jì)算依據(jù)）按經(jīng)驗(yàn)公式選出：
mm 取=268mm （3.5）
式中：d2—從動(dòng)錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm；
Kd2—直徑系數(shù)，取K d2＝=13～16；
—計(jì)算轉(zhuǎn)矩；取Tce與Tcs中較小者：
（3）齒輪端面模數(shù)的選擇
選定后，可按式算出從動(dòng)齒輪大端模數(shù)，并用下式校核
取=7mm
式中：——模數(shù)系數(shù)，取=0.3~0.4；
——計(jì)算轉(zhuǎn)矩，，取。
（4）圓錐齒輪從動(dòng)齒輪的齒寬
F為其節(jié)錐距的0.3倍。對(duì)于汽車工業(yè)，主減速器螺旋錐齒輪面寬度推薦采用：
F=0.155=41.23mm，可初取F=41mm。
一般習(xí)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=45
5）螺旋錐齒輪螺旋方向
一般情況下主動(dòng)齒輪為左旋，從動(dòng)齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有互相斥離的趨勢(shì)。
（6）螺旋角的選擇格里森制推薦公式：。
式中：z1 ，z2 —主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)；
E—雙曲面齒輪的偏移距，mm；對(duì)螺旋錐齒輪取E=0。
在一般機(jī)械制造用的標(biāo)準(zhǔn)制中，螺旋角推薦用35°
（7）主、從動(dòng)錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受的軸向力的方向。當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時(shí)，應(yīng)使主動(dòng)錐齒輪的軸向力離開錐頂方向。這樣可使主、從動(dòng)齒輪有分離的趨勢(shì)，防止輪齒因卡死而損壞。
所以主動(dòng)錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時(shí)針運(yùn)動(dòng)，這樣從動(dòng)錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時(shí)針，驅(qū)動(dòng)汽車前進(jìn)。
表3.1 齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表
序號(hào)
項(xiàng) 目
計(jì)?算?公?式
計(jì)?算?結(jié)?果
1
主動(dòng)齒輪齒數(shù)
6
2
從動(dòng)齒輪齒數(shù)
37
3
模數(shù)
7
4
齒面寬
=41mm
=45mm
5
工作齒高
9.17mm
6
全齒高
=10.108mm
7
法向壓力角
=20°
8
軸交角
=90°
9
節(jié)圓直徑
=
42mm
=259mm
10
節(jié)錐角
arctan
=90°-
=9.21°
=80.79°
11
節(jié)錐距
A= =
A=131.19mm
12
周節(jié)
t=3.1416
t=21.99mm
13
齒頂高
=7.595mm
=1.575mm
14
齒根高
=
=2.513mm
=8.533mm
15
徑向間隙
c=
c=0.938mm
16
齒根角
=1.10°
=3.72°
17
面錐角
；
=12.93°
=81.89°
18
根錐角
=
=
=8.11°
=79.69°
19
外圓直徑
=
=79mm
=259.5mm
20
節(jié)錐頂點(diǎn)止齒輪外緣距離
=128.28mm
=19.44mm
21
理論弧齒厚
=16.39mm
=5.6mm
22
齒側(cè)間隙
B=0.178~0.228
0.2mm
23
螺旋角
=35°
3.3主減速器錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算
在完成主減速器齒輪的幾何計(jì)算之后，應(yīng)對(duì)其強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算，以保證其有足夠的強(qiáng)度和壽命以及安全可靠性地工作。在進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算之前應(yīng)首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。
螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算：
（1）主減速器螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算
①單位齒長(zhǎng)上的圓周力
按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)：
（3.6）
式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取230；
——變速器的傳動(dòng)比；
——主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，在此取42mm.；
按上式計(jì)算一檔時(shí)：861 N／mm
直接檔時(shí)：N／m。
按最大附著力矩計(jì)算時(shí)：
（3.7）
式中：——汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，對(duì)于后驅(qū)動(dòng)橋還應(yīng)考慮汽車最大加速時(shí)的負(fù)荷增加量，在此取58800N；
——輪胎與地面的附著系數(shù)，在此取0.85；
——輪胎的滾動(dòng)半徑，在此取0. 5m；
按上式=1838.13 N／mm。
雖然附著力矩產(chǎn)生的p很大，但由于發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的限制p最大只有861N/mm可知，校核成功。
②輪齒的彎曲強(qiáng)度計(jì)算。汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計(jì)算彎曲應(yīng)力為
（3.8）
式中：——錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力，MPa；
T——齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，；
——超載系數(shù)，一般取1；
——尺寸系數(shù)，0.720；
——載荷分配系數(shù)，懸臂式結(jié)構(gòu)，=1.25；
——質(zhì)量系數(shù)，對(duì)于汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，可取Kv =1；
——所計(jì)算的齒輪齒面寬；B=41mm；
z——計(jì)算齒輪的齒數(shù)；
——齒輪端面模數(shù)；=7；
——齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)，取0.03。
圖3.1 彎曲計(jì)算用綜合系數(shù)J
對(duì)于主動(dòng)錐齒輪， T=1107.79 ；從動(dòng)錐齒輪，T=6835.08 ；
將各參數(shù)代入式（3.8），有：
主動(dòng)錐齒輪， =548.34MPa；
從動(dòng)錐齒輪，=540.61MPa；
主從動(dòng)錐齒輪的≤[]=700MPa，輪齒彎曲強(qiáng)度滿足要求。
按計(jì)算：主動(dòng)錐齒輪彎曲應(yīng)力=153.31N／mm<210N／mm
從動(dòng)錐齒輪彎曲應(yīng)力=153.39 N／mm<210N／mm
綜上所述由表3.2，計(jì)算的齒輪滿足彎曲強(qiáng)度的要求。
（2）輪齒的接觸強(qiáng)度計(jì)算
螺旋錐齒輪齒面的計(jì)算接觸應(yīng)力（MPa）為：
（3.9）
式中：——主動(dòng)齒輪最大轉(zhuǎn)矩，；
——主動(dòng)齒輪工作轉(zhuǎn)矩，；
——主動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑，mm；d1=42mm
——齒面質(zhì)量系數(shù)，一般情況下，對(duì)于制造精確的齒輪可取=1.0；
——材料的彈性系數(shù)，對(duì)于鋼制齒輪副取232.6 /mm；
——尺寸系數(shù)，它考慮齒輪尺寸對(duì)其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗(yàn)的情
況下，可取=1；
、、選擇同式（3.8）
——計(jì)算齒輪的齒面寬，B=41mm；
——齒面接觸強(qiáng)度的綜合系數(shù)，取0.154，見圖3.2所示；
圖3.2 接觸強(qiáng)度計(jì)算綜合系數(shù)J
齒輪的平均齒面接觸強(qiáng)度：=1641.02MPa< =1750MPa
齒輪的最大齒面接觸強(qiáng)度：=2711.39MPa< =2800MPa，
故符合要求、校核合理。
3.4主減速器的軸承計(jì)算
軸承起到了連接的作用，平時(shí)收到很大載荷力的影響。軸承壽命變短的主要因素是工作條件不理想。在驗(yàn)算軸承壽命之前，應(yīng)先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力、圓周力，然后再求出軸承反力，以確定軸承載荷。
3.4.1 作用在主減速器主動(dòng)齒輪上的力
如圖3.3所示錐齒輪在工作過(guò)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。
圖3.3 主動(dòng)錐齒輪工作時(shí)受力情況
為計(jì)算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計(jì)算轉(zhuǎn)矩。汽車在行駛過(guò)程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動(dòng)機(jī)也不全處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)矩處于經(jīng)常變化中。實(shí)踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應(yīng)按輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計(jì)算。作用在主減速器主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式計(jì)算[10]：
(3.10)
式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，在此取201N·m；
，…——變速器在各擋的使用率，可參考表3.4選取0.5％，2％，5％，15％，77.5％；
，…——變速器各擋的傳動(dòng)比4.71，3.82，2.88，1.59，1；
，…——變速器在各擋時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)的利用率，可參考表3.4選取50％，60％，70％，70％，60％。
式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，；——汽車總重。
經(jīng)計(jì)算=228.56 N·m
齒面寬中點(diǎn)的圓周力P為：
=12873N （3.11）
式中：T——作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩。主動(dòng)齒輪的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩；
——該齒輪齒面寬中點(diǎn)的分度圓直徑。對(duì)于螺旋錐齒輪
所以：＝35.51mm
=219mm；
——從動(dòng)齒輪的節(jié)錐角80.79°。
表3.2 圓錐齒輪軸向力與徑向力
主動(dòng)齒輪
軸向力
徑向力
螺旋方向
旋轉(zhuǎn)
方向
右
左
順時(shí)針
反時(shí)針
右
左
反時(shí)針
順時(shí)針
主動(dòng)齒輪的螺旋方向?yàn)樽?；旋轉(zhuǎn)方向?yàn)轫槙r(shí)針：
=9763 N （3.12）
= 7026 N （3.13）
從動(dòng)齒輪的螺旋方向?yàn)橛遥盒D(zhuǎn)方向?yàn)槟鏁r(shí)針：
=7026（N） （3.14）
=9763（N） （3.15）
式中：——齒廓表面的法向壓力角20；
——主動(dòng)齒輪的節(jié)錐角9.21；
——從動(dòng)齒輪的節(jié)錐角80.79。
3.4.2 主減速器軸承載荷的計(jì)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(shí)，還應(yīng)考慮徑向力所應(yīng)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(dāng)主減速器的齒輪尺寸，支承形式和軸承位置已初步確定，計(jì)算出齒輪的軸向力、徑向力圓周力后，則可計(jì)算出軸承的徑向載荷。
對(duì)于采用懸臂式的主動(dòng)錐齒輪和跨置式的從動(dòng)錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖3.4所示
圖3.4 主減速器軸承的布置尺寸
軸承A，B的徑向載荷分別為
= （3.16）
（3.17）
式中：已知=12873N，=7026N，=9763N , ＝35.51mm, a=30mm，b=60mm，c=150mm。
所以，軸承A的徑向力=5191.72 N
軸承B的徑向力=13310.14 N
懸臂式支撐的主動(dòng)齒輪a=30，b=60，c=150
式中：，——軸承A、B的徑向載荷
——齒面寬中點(diǎn)處的圓周力；
——主動(dòng)齒輪的軸向力；
——主動(dòng)齒輪的徑向力；
——主動(dòng)齒輪齒面寬中點(diǎn)的分度圓直徑。
3.5主減速器齒輪材料及熱處理
在工作的時(shí)候，驅(qū)動(dòng)橋齒輪高速運(yùn)轉(zhuǎn)，產(chǎn)生的載荷大，過(guò)程時(shí)間長(zhǎng)。長(zhǎng)期如此，齒輪很容易損壞。因此對(duì)齒輪的要求很高，因此材料熱處力要滿足以下幾點(diǎn)：
1、要較高的疲勞彎曲強(qiáng)度。
2、要較高的表面接觸疲勞強(qiáng)度。
3、齒輪應(yīng)有韌性避免折斷。
4、鋼材的鍛造、切削性能要好。
5、提高質(zhì)量，縮短時(shí)間。
6、齒輪基本使用滲碳合金制造。
7、滲碳、直接淬火、 回火后，齒輪表面硬度應(yīng)達(dá)到58~64HRC。
對(duì)滲碳深度有如下的規(guī)定：當(dāng)端面模數(shù)m＜5，為0.9~1.3mm
當(dāng)端面模數(shù)m＞5~8，為1.0~1.4mm
3.6本章小結(jié)
本章確定了主減速器的參數(shù)，接著對(duì)主減速器齒輪計(jì)算載荷的計(jì)算、齒輪參數(shù)的選擇，螺旋錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算與強(qiáng)度計(jì)算并對(duì)主減速器齒輪的材料及熱處理，主減速器的潤(rùn)滑等做了合理的選擇和相關(guān)的計(jì)算。
第4章 差速器的設(shè)計(jì)
4.1概述
對(duì)稱錐齒輪式差速器（圖4.1）是汽車市場(chǎng)最受歡迎的差速器，大家在購(gòu)買配件時(shí)總是能第一時(shí)間想到它的存在。由于其制造工藝不復(fù)雜，運(yùn)行效率高，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，所以一直在差速器中處于居高不下的地位。
圖4.1 對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器
4.2圓錐齒輪差速器齒輪設(shè)計(jì)
齒輪數(shù)目選擇：4個(gè)行星齒輪。
4.2.1行星齒輪球面半徑的確定
錐行星齒輪差速器的尺寸通常決定于行星齒輪背面的球面半徑，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實(shí)際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，在一定程度上表征了差速器的強(qiáng)度。
球面半徑可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)確定[12]：
=47.444～56.744mm （4.1）
取=49m
式中：——行星齒輪球面半徑系數(shù)，2.5～3.0于有2個(gè)行星輪的轎車以及所有的越野汽車和礦用汽車取大值，取3.0。
確定后，即根據(jù)下式預(yù)選其節(jié)錐距：
=（0.98～0.99）=47.04～47.52mm （4.2）
取48mm
4.2.2行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇
為了得到較大的模數(shù)使齒輪有較高的強(qiáng)度，行星齒輪的齒數(shù)要盡量少，但一般不應(yīng)少于10。半軸齒輪的齒數(shù)采用14～25。半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比多在1.5～2范圍內(nèi)。取=10，=20。
在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左、右兩半軸齒輪的齒數(shù)之和，必須能被行星齒輪的數(shù)目n所整除，否則將不能安裝，即應(yīng)滿足：
= =10 （4.3）
差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角：
(4.4)
式中：——行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)。
再根據(jù)下式初步求出圓錐齒輪的大端模數(shù)：
=4.36 （4.5）
取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)5；
式中：在前面已初步確定。
算出模數(shù)后，節(jié)圓直徑d即可由下式求得：
； （4.6）
4.2.3 壓力角
目前汽車差速器齒輪大都選用的壓力角，齒高系數(shù)為0.8，最少齒數(shù)可減至10，并且再小齒輪齒頂不變尖的情況下還可由切相修正加大半軸齒輪齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強(qiáng)度。
行星齒輪安裝孔與行星齒輪名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度L就是行星齒輪在其軸上的支承長(zhǎng)度，如圖4.2所示。
圖4.2安裝孔直徑及其深度L
=26（mm）
=23.72 mm （4.7）
式中：——差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩6835.08；
n——行星齒輪數(shù)4；
——行星齒輪支承面中點(diǎn)到錐頂?shù)木嚯x，mm. ，是半軸齒輪齒面寬中點(diǎn)處的直徑，
[]——支承面的許用擠壓應(yīng)力，取為69MPa.。
表4.1為汽車差速器用錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算步驟，表中計(jì)算用的弧齒厚系數(shù)τ見圖4.3。
表4.1 汽車差速器錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算表
序號(hào)
項(xiàng) 目
計(jì)?算?公?式?及?結(jié)?果
1
行星齒輪齒數(shù)
2
半軸齒輪齒數(shù)
3
模數(shù)
4
齒面寬
=13mm
5
齒工作高
=1.6m=8mm
6
齒全高
h=1.788m+0.051=8.991mm
7
壓力角
8
軸交角
9
節(jié)圓直徑
10
節(jié)錐角
11
節(jié)錐距
A===56mm
12
周節(jié)
t=3.1416m=15.708mm
13
齒頂高
5.926mm
2.874mm
14
齒根高
mm
mm
15
徑向間隙
16
齒根角
17
面錐角
18
根錐角
19
外圓直徑
mm
mm
20
節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離
mm
mm
21
理論弧齒厚
mm
mm
22
齒側(cè)間隙
4.3圓錐齒輪差速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算
差速器齒輪主要進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計(jì)算，因?yàn)樾行驱X輪在差速器的工作中相當(dāng)于等臂推力桿的作用，僅在左/右驅(qū)動(dòng)車輪有轉(zhuǎn)速差時(shí)行星齒輪和半軸齒輪之間有相對(duì)滾動(dòng)的緣故。
汽車差速器齒輪的彎曲應(yīng)力為
（4.8）
式中：T——差速器一個(gè)行星齒輪給予一個(gè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩，；
（4.9）
==1025.262； ==286.65；
n——差速器行星齒輪數(shù)目4；
——半軸齒輪齒數(shù)20；
——超載系數(shù)1.0；
——質(zhì)量系數(shù)1.0；
——尺寸系數(shù)=0.67；
——載荷分配系數(shù)1.1；
F——齒面寬13mm；
m——模數(shù)5mm；
J——計(jì)算汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力的總和系數(shù)0.224，見圖4.4。
圖4.3 汽車差速器直齒錐齒輪切向修正系數(shù)（弧齒系數(shù)）
圖4.4 彎曲計(jì)算用綜合系數(shù)J
以計(jì)算得：==319 MPa<[]=980 MPa
以計(jì)算得：==89.31MPa<[]=210Mpa
所以綜上所述差速器齒輪強(qiáng)度滿足要求。
4.4本章小結(jié)
本章對(duì)對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的基本參數(shù)進(jìn)行了必要的設(shè)計(jì)計(jì)算，對(duì)差速器齒輪的幾何尺寸及強(qiáng)度進(jìn)行了計(jì)算，最終確定了所設(shè)計(jì)差速器的各個(gè)參數(shù)，取得機(jī)械設(shè)計(jì)、機(jī)械制造的標(biāo)準(zhǔn)值并滿足了強(qiáng)度計(jì)算和校核。
第5章 半軸設(shè)計(jì)
5.1概述
非斷開式驅(qū)動(dòng)橋的半軸，根據(jù)支承型式分為類如圖5.1所示。
圖5.1
（a）半浮式 （b）3/4浮式 （c）全浮式
每種形式都有各自的特點(diǎn)，通過(guò)上面的方案確定，本次設(shè)計(jì)采用全浮式半軸。
5.2全浮式半軸的計(jì)算載荷的確定
半軸的主要尺寸是它的直徑，設(shè)計(jì)計(jì)算時(shí)首先應(yīng)合理地確定其計(jì)算載荷。
半軸計(jì)算應(yīng)考慮到以下三種可能的載荷工況：
（1）縱向力（驅(qū)動(dòng)力或制動(dòng)力）最大時(shí)（=），附著系數(shù)φ取0.8，沒(méi)有側(cè)向力作用；
（2）側(cè)向力Y2最大時(shí)，其最大值發(fā)生于側(cè)滑時(shí)，為Z2φ1，側(cè)滑時(shí)輪胎與地面的側(cè)向附著系數(shù)φ1在計(jì)算中取1.0，沒(méi)有縱向力作用；
（3）垂向力最大時(shí)，這發(fā)生在汽車以可能的高速通過(guò)不平路面時(shí)，kd，kd是動(dòng)載荷系數(shù)，這時(shí)沒(méi)有縱向力和側(cè)向力的作用。
全浮式半軸在上述第一種工況下
縱向力應(yīng)按最大附著力計(jì)算，即
=15288N （5.1）
式中：——汽車加速和減速時(shí)的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，對(duì)于后驅(qū)動(dòng)橋可取1.3；
——輪胎與的地面的附著系數(shù)0.8；
對(duì)于驅(qū)動(dòng)車輪來(lái)說(shuō)，當(dāng)按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩及傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比計(jì)算所得的縱向力小于按最大附著力所決定的縱向力時(shí)，則按下式計(jì)算，即
或=7689.28N （5.2）
式中：——差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)0.6；
——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩245；
——傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比29.06；
——汽車傳動(dòng)效率0.9；
——輪胎滾動(dòng)半徑0.5m。
取兩者的較小值，所以7689.28N
轉(zhuǎn)矩為： 3844.64 （5.3）
圖5.1 全浮式半軸支承示意圖
5.3全浮半軸桿部直徑的初選
設(shè)計(jì)時(shí)，半浮式半軸桿部直徑的初步選擇可按下式進(jìn)行：
=32.11~34.15mm取d=33mm （5.4）
式中：d——半軸桿部直徑mm；
T——半軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，3844.64；
——半軸轉(zhuǎn)矩許用應(yīng)力，MPa。因半軸材料取40Cr，為784MPa 左右，考慮安全系數(shù)在1.3～1.6之間，可取=490~588MPa。
5.4全浮半軸強(qiáng)度計(jì)算
半軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力可由下式
= （5.5）
式中：——半軸扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，MPa；
T——半軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩3844.64；
d——半軸桿部直徑33mm；
——半軸的扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力，取=490~588MPa。
==545.14<，強(qiáng)度滿足要求。
半軸的最大扭轉(zhuǎn)角為
（5.6）
式中：T——半軸承受的最大轉(zhuǎn)矩，3844.64；
——半軸長(zhǎng)度768mm；
G——材料的剪切彈性模量8.4×10N/mm；
J——半軸橫截面的極慣性矩，=147249mm。
經(jīng)計(jì)算最大扭轉(zhuǎn)角=14.48°，扭轉(zhuǎn)角宜選為6°~15°滿足條件。
5.5全浮式半軸花鍵強(qiáng)度計(jì)算
為了使半軸的花鍵內(nèi)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(dāng)?shù)販p小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數(shù)必須相應(yīng)地增加，通常取10齒(轎車半軸)至18齒(載貨汽車半軸)?？紤]到此處花鍵部分與桿部之間的倒角為13mm。重型車半軸的桿部較粗，外端突緣也很大，當(dāng)無(wú)較大鍛造設(shè)備時(shí)可采用兩端均為