车辆工程毕业设计论文轻型货车后驱动桥的设计.doc

南京工程学院车辆工程系本科毕业设计（论文）目 录第一章 绪论1 1.1 本课题的来源、基本前提条件和技术要求1 1.2本课题要解决的主要问题和设计总体思路1 1.3国内外发展状况及现状的介绍2第二章 总体方案论证3第三章 主减速器的设计63.1 主减速器的结构型式63.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案73.2.1 主减速器主动锥齿轮的支承型式及安装方法7 3.2.2 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安装方法8 3.3 主减速器的基本参数的选择及计算113.4 主减速器锥齿轮与双曲面齿轮的强度计算133.5 主减速器锥齿轮的材料153.6 主减速器锥齿轮轴承的设计计算15第四章 差速器的设计174.1差速器的结构型式17 4.2差速器的基本参数的选择及计算194.3 差速器直齿锥齿轮的强度计算214.4 差速器齿轮的材料21第五章 半轴的设计23 5.1半轴的结构型式23 5.2半轴的设计与计算235.3 半轴的结构设计及材料与热处理26第六章 驱动桥壳结构选择27第七章 驱动桥的三维建模28 7.1 UG三维建模28 7.2 零部件的建模28第七章 结论37致谢38参考文献39附录A：英文资料4037附录B：英文资料翻译46附件： 毕业论文光盘资料第一章 绪 论本课题是进行轻型货车后驱动桥的设计。设计出轻型载货汽车的后驱动桥，包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件，协调设计车辆的全局。1.1 本课题的来源、基本前提条件和技术要求a.本课题的来源：轻型载货汽车在汽车生产中占有大的比重。驱动桥在整车中十分重要，设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的驱动桥，能大大降低整车生产的总成本，推动汽车经济的发展。b.要完成本课题的基本前提条件是：在主要参数确定的情况下，设计选用驱动桥的各个部件，选出最佳的方案。c.技术要求：设计出的驱动桥符合国家各项轻型货车的标准1，运行稳定可靠，成本降低，适合本国路面的行驶状况和国情。1.2 本课题要解决的主要问题和设计总体思路a.本课题解决的主要问题：设计出适合本车型的驱动桥。汽车传动系的总任务是传递发动机的动力，使之适应于汽车行驶的需要。在一般汽车的机械式传动中，有了变速器还不能完全解决发动机特性与汽车行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。首先是因为绝大多数的发动机在汽车上的纵向安置的，为使其转矩能传给左、右驱动车轮，必须由驱动桥的主减速器来改变转矩的传递方向，同时还得由驱动桥的差速器来解决左、右驱动车轮间的转矩分配问题和差速要求。其次，需将经过变速器、传动轴传来的动力，通过驱动桥的主减速器，进行进一步增大转矩、降低转速的变化。因此，要想使汽车驱动桥的设计合理，首先必须选好传动系的总传动比，并恰当地将它分配给变速器和驱动桥。 b.本课题的设计总体思路：非断开式驱动桥的桥壳，相当于受力复杂的空心梁，它要求有足够的强度和刚度，同时还要尽量的减轻其重量。所选择的减速器比应能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和燃料经济性。对载货汽车，由于它们有时会遇到坎坷不平的坏路面，要求它们的驱动桥有足够的离地间隙，以满足汽车在通过性方面的要求。驱动桥的噪声主要来自齿轮及其他传动机件。提高它们的加工精度、装配精度，增强齿轮的支承刚度，是降低驱动桥工作噪声的有效措施。驱动桥各零部件在保证其强度、刚度、可靠性及寿命的前提下应力求减小簧下质量，以减小不平路面对驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车行驶的平顺性。1.3 国内外发展状况及现状的介绍目前我国正在大力发展汽车产业,采用后轮驱动汽车的平衡性和操作性都将会有很大的提高。后轮驱动的汽车加速时，牵引力将不会由前轮发出，所以在加速转弯时，司机就会感到有更大的横向握持力，操作性能变好。维修费用低也是后轮驱动的一个优点，尽管由于构造和车型的不同，这种费用将会有很大的差别。如果你的变速器出了故障，对于后轮驱动的汽车就不需要对差速器进行维修，但是对于前轮驱动的汽车来说也许就有这个必要了，因为这两个部件是做在一起的。所以后轮驱动必然会使得乘车更加安全、舒适，从而带来可观的经济效益。目前国内研究的重点在于：从桥壳的制造上寻求制造工艺先进、制造效率高、成本低的方法；从齿轮减速形式上将传统的中央单级减速器发展到现在的中央及轮边双级减速或双级主减速器结构；从齿轮的加工形式上车桥内部的主从动齿轮、行星齿轮及圆柱齿轮逐渐采用精磨加工，以满足汽车高速行驶要求及法规对于噪声的控制要求。第二章 总体方案论证驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩,并将动力合理地分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。驱动桥设计应当满足如下基本要求：a)所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。b)外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。c)齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。d)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。e)在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。 f)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。g)结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。因此，前者又称为非独立悬架驱动桥；后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构叫复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。非断开式驱动桥普通非断开式驱动桥2，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量较大，这是它的一个缺点。驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的型式。在汽车轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在给定速比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，可该用双级结构。在双级主减速器中，通常把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳体内，也可以将第二级减速齿轮作为轮边减速器。对于轮边减速器：越野汽车为了提高离地间隙，可以将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方；公共汽车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度，以提高稳定性和乘客上下车的方便，可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方；有些双层公共汽车为了进一步降低车厢地板高度，在采用圆柱齿轮轮边减速器的同时，将主减速器及差速器总成也移到一个驱动车轮的旁边。在少数具有高速发动机的大型公共汽车、多桥驱动汽车和超重型载货汽车上，有时采用蜗轮式主减速器，它不仅具有在质量小、尺寸紧凑的情况下可以得到大的传动比以及工作平滑无声的优点，而且对汽车的总体布置很方便。断开式驱动桥断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，而汽车簧下部分质量的大小，对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜，提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。但是，由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上，且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。 多桥驱动的布置为了提高装载量和通过性，有些重型汽车及全部中型以上的越野汽车都是采用多桥驱动，常采用的有4×4、6×6、8×8等驱动型式。在多桥驱动的情况下，动力经分动器传给各驱动桥的方式有两种。相应这两种动力传递方式，多桥驱动汽车各驱动桥的布置型式分为非贯通式与贯通式。前者为了把动力经分动器传给各驱动桥，需分别由分动器经各驱动桥自己专用的传动轴传递动力，这样不仅使传动轴的数量增多，且造成各驱动桥的零件特别是桥壳、半轴等主要零件不能通用。而对8×8汽车来说，这种非贯通式驱动桥就更不适宜，也难于布置了。为了解决上述问题，现代多桥驱动汽车都是采用贯通式驱动桥的布置型式。在贯通式驱动桥的布置中，各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内，并且各驱动桥不是分别用自己的传动轴与分动器直接联接，而是位于分动器前面的或后面的各相邻两桥的传动轴，是串联布置的。汽车前后两端的驱动桥的动力，是经分动器并贯通中间桥而传递的。其优点是，不仅减少了传动轴的数量，而且提高了各驱动桥零件的相互通用性，并且简化了结构、减小了体积和质量。这对于汽车的设计(如汽车的变型)、制造和维修，都带来方便。由于非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，查阅资料，参照国内相关货车的设计,最后本课题选用非断开式驱动桥。第三章 主减速器的设计3.1 主减速器的结构型式主减速器的结构型式3，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。在现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是“格里森”（Gleason）制或“奥利康”（Oerlikon）制的螺旋锥齿轮和双面锥齿轮。图3-1螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动(a)螺旋锥齿轮传动；(b)双曲面齿轮传动采用双曲面齿轮。他的主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角（即将一轴线平移，使之与另一轴线相交的交角）也都是采用90°。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称为上偏置或下偏置。这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。当偏移距大到一定程度，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凑的支承。这对于增强支承刚度、保证齿轮正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。和螺旋锥齿轮由于齿轮的轴线相交而使得主、从动齿轮的螺旋角相等的情况不同，双曲面齿轮的偏移距使得主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。因此，双曲面传动齿轮副的法向模数或法向周节虽相等，但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节是大于从动齿轮的。这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度。其增大的程度与偏移距的大小有关。另外，由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径为大，从而使齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高至175%。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有力于大传动比传动。当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这对于主减速比的传动有其优越性。对中等传动比，两种齿轮都能很好适应。由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮冲动工作更加平稳、无噪声，强度也高。双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。 图3-2 采用组合式桥壳的单级主减速器减速型式的选择与汽车的类型及使用条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比 的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置型式等。本设计采用组合式桥壳的单级主减速器（图）。单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低等优点。其主、从动锥齿轮轴承都直接支承在与桥壳铸成一体的主减速器壳上，结构简单、支承刚度大、质量小、造价低。3.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案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。3.2.1主减速器主动锥齿轮的支承型式及安装方法图3-3 主动锥齿轮跨置式主动锥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）。齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的130以下而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。装载质量为2t以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用跨置式支承。本课题所设计的YC1090货车装载质量为5t，所以选用跨置式。图3-4 跨置式支承1-调整垫圈；2-调整垫片3.2.2主减速器从动锥齿轮的支承型式及安装方法从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图3-5示）。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。图3-5 从动锥齿轮支承形式图3-6 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置办法主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在轴承之间的分布而定。两端支承多采用圆锥锥子轴承，安装时使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相背朝外。为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。由于从动锥齿轮轴承是装在差速器壳上，尺寸较大，足以保证刚度。球面圆锥滚子轴承（图3-6（b）具有自动调位的性能，对轴的歪斜的敏感性较小，这在主减速器从动齿轮轴承的尺寸大时极其重要。3.3 主减速器的基本参数的选择及计算主减速比,驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据。1）主减速比的确定4主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比一起由整车动力计算来确定。可利用在不同下的功率平衡图来研究对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最价匹配的方法来选择值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，按下式计算5： 式中：车轮滚动半径，m； 变速器最高档传动比； 汽车最高车速； 发动机最大转速。 根据所选定的主减速比值，确定主减速器的减速型式为单级。查表得汽车驱动桥的离地间隙为200mm。2）主减速齿轮计算载荷的计算通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩（、）的较下者，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齿轮最大应力的计算载荷。既： 式中： 发动机最大转矩，； 由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比； 上述传动部分的效率，取； 超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各类汽车取； 该车的驱动桥数目； 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负载，N，对后桥来说还要考虑到汽车加速时的负荷增大量； 轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取； 车轮的滚动半径，m； ，分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比（例如轮边减速器等）。由式（3-2）、式（3-3）求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩不能用它作为疲劳损坏的依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力来确定的，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩（Nm）为6 式中：汽车装载总重，N； 所牵引的挂车满载总重，N，但仅用于牵引车； 道路滚动阻力系数； 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数； 汽车或汽车列车的性能系数。 当时，取 3）主减速齿轮基本参数的选择 齿数的选择对于单级主减速器，当较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数取得小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。当6时，的最小值可取为5。当较小（3.55）时，可取712。为了磨合均匀，主、从动齿轮的齿数、间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，对于其齿数和，货车应不少于40。取， 。7 节圆直径的选择可根据从动锥齿轮的计算转矩（见式4-4、式4-5并取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出： 式中： 从动锥齿轮的节圆半径，mm； 直径系数，取； 计算转矩，。 齿轮端面模数的选择选定后可按式算出从动齿轮大端端面模数，并用下式校核： 式中： 模数系数，取； 。 齿面宽的选择汽车主减速器双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽为： 双曲面齿轮的偏移距主动齿轮轴线相对于从动齿轮轴线的偏移距离称为双曲面齿轮的偏移距。对于本设计的轻型货车，值不应超过从动齿轮节锥距的40%，或接近于的20%。 中点螺旋角弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为35°40°。货车选用较小的值以保证较大的F，使运转平稳，噪音低。取=35°。 法向压力角法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数，也可以使齿轮运转平稳，噪音低。对于货车弧齿锥齿轮，一般选用20°。 螺旋方向从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。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轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。3.4 主减速器锥齿轮与双曲面齿轮的强度计算 单位齿长圆周力 式中： 作用在齿轮上的圆周力，N；从动齿轮的齿面宽，mm。按发动机最大转矩计算时为： 式中： 变速器传动比，常取一档及直接档得； 主动齿轮节圆直径，mm。 常用作估算齿轮的表面耐磨性，载货汽车的许用单位齿长上的圆周力。在现代汽车设计中，由于材质及制造质量的提高，计算所得的值有时高出20%25%。 轮齿的弯曲强度计算主减速器锥齿轮与双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力为： 式中： 计算转矩，； 超载系数； 尺寸系数，当端面模数，； 载荷分配系数，当两个齿轮均为跨置式支承时，否则取，本设计取； 质量系数，对驱动桥齿轮可取；、分别为计算齿轮的齿面宽（mm）、模数，和齿数；计算弯曲应力的综合系数，取；许用弯曲应力，取。 齿轮的接触强度计算圆锥齿轮与双曲面齿轮齿面的接触强度计算式为： 式中： 主动齿轮计算转矩，N·m；材料的弹性系数，钢制齿轮副取232.6N1/2/mm；主动齿轮节圆直径，mm；尺寸系数，可取；表面质量系数，可取；齿面宽，取齿轮副中的较小值，一般为从动齿轮齿面宽，mm；计算接触应力的综合系数；许用接触应力，按计算时取。3.5 主减速器锥齿轮的材料 驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求：a）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。b）齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。c）锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。d）选择合金材料是，尽量少用含镍、铬呀的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。为改善新齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.0050.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。3.6 主减速器锥齿轮轴承的设计计算锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力以及垂直于齿轮轴线的径向力。主动锥齿轮的节圆直径为因此，差表得，主动锥齿轮上选用型号为30205的圆锥滚子轴承。齿宽中点处的圆周力F 式中： T作用在从动齿轮上的转矩；Dm2从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径，由式（3-13）确定，即 式中： D2从动齿轮大端分度圆直径；D2120mmb2从动齿轮齿面宽；b2=18.6mm2从动齿轮节锥角；2=73°将各参数代入式(3-14)，有：将各参数代入式(3-13)，有： 对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的。锥齿轮的轴向力Faz和径向力Frz（主动锥齿轮）作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力Faz和径向力分别为 将各参数分别代入式(3-15) 与式(3-16)中，有：，第四章 差速器的设计汽车在行使过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；左右两轮接触的路面条件不同，行使阻力不等等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行使或直线行使，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。差速器是个差速传动机构，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，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。4.1差速器的结构型式差速器选用对称式圆锥行星齿轮差速器。其结构原理如图（4-1）所示8。普通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，行星齿轮轴，半轴齿轮等组成。其工作原理如图所示。为主减速器从动齿轮或差速器壳的角速度；、分别为左右驱动车轮或差速器半轴齿轮的角速度；为行星齿轮绕其轴的自转角速度。当汽车在平坦路面上直线行驶时，差速器各零件之间无相对运动，则有这时，差速器壳经十字轴以力带动行星齿轮绕半轴齿轮中心作“公转”而无自转（）。行星齿轮的轮齿以的反作用力。对于对称式差速器来说，两半轴齿轮的节圆半径相同，故传给左、右半轴的转矩均等于，故汽车在平坦路面上直线行驶时驱动左、右车轮的转矩相等。图4-1 普通圆锥齿轮差速器的工作原理简图当汽车转弯时，假如左右轮之间无差速器，则按运动学要求，行程长的外侧车轮将产生滑移，而行程短的内侧车轮将产生滑转。由此导致在左、右轮胎切线方向上各产生一附加阻力，且它们的方向相反，如图4-1所示。当装有差速器时，附加阻力所形成的力矩使差速器起差速作用，以免内外侧驱动车轮在地面上的滑转和滑移，保证它们以不同的转速和正常转动。当然，若差速器工作时阻抗其中各零件相对运动的摩擦大，则扭动它的力矩就大。在普通的齿轮差速器中这种摩擦力很小，故只要左、右车轮所走路程稍有差异，差速器开始工作。当差速器工作时，行星齿轮不仅有绕半轴齿轮中心的“公转”，而且还有绕行星齿轮以角速度为的自转。这时外侧车轮及其半轴齿轮的转速将增高，且增高量为（为行星齿轮齿数，为该侧半轴齿轮齿数），这样，外侧半轴齿轮的角速度为：在同一时间内，内侧车轮及其半轴齿轮（齿数为）的转速将减低，且减低量为，由于对称式圆锥齿轮差速器的两半轴齿数相等，于是内侧半轴齿轮的转速为：由以上两式得差速器工作时的转速关系为 即两半轴齿轮的转速和为差速器壳转速的两倍。由式（4-1）知：当时，或当时，当时，最后一种情况，有时发生在使用中央制动时，这时很容易导致汽车失去控制，使汽车急转和甩尾。4.2 差速器的基本参数的选择及计算 由于差速器亮是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速器从动齿轮尺寸时应考虑差速器的安装；差速器壳的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮导向轴承支座的限制。 1) 差速器齿轮的基本参数选择 行星齿轮的基本参数选择 本载货汽车选用4个行星齿轮。 行星齿轮球面半径的确定 圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥矩，在一定程度上表征了差速器的强度。 球面半径可根据经验公式来确定： 式中： 行星齿轮球面半径系数； 计算转矩，。确定后，即可根据下式预选其节锥矩： 行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择选用行星齿轮齿数为10，半轴齿轮齿数为18。 齿轮节锥角、模数和节圆直径的初步确定行星齿轮和半轴齿轮的节锥角，：； 式中： ，为行星齿轮和半轴齿轮齿数再求出圆锥齿轮的大端模数： 节圆半径右下式求得： 压力角汽车差速齿轮大都采用的压力角，齿高系数为0.8，至少齿数可减至10。 行星齿轮轴直径及其深度的确定通常取 式中： 差速器传递的转矩； 行星齿轮数； 如右图所示，为行星齿轮支承面中点到锥顶的距离（, 为半轴齿轮齿面宽中点处得直径，而），mm； 支承面得许用挤压应力，取为69N/mm2。图4-2 差速器行星齿轮安装孔直径及其深度4.3 差速器直齿锥齿轮的强度计算 差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，对疲劳寿命则不予考虑，这是因为行星齿轮在工作中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左、右驱动车轮有转速差时行星齿轮与半轴齿轮之间才有相对滚动的缘故。 汽车差速器齿轮的弯曲应力为： 式中： 差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，N·m； 计算转矩； 行星齿轮数目； 半轴齿轮齿数； 汽车差速器齿轮弯曲应力计算用的综合系数； 许用弯曲应力，按、两者中较小者计算时。4.4 差速器齿轮的材料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20CrMnTi、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。第五章 半轴的设计5.1半轴的结构型式采用全浮式半轴（图5-1）。外端于以两圆锥滚子轴承支承于桥壳的半轴套管上的轮毂相联接，由于车轮所承受的垂向、纵向和侧向力，以及由这些力引起的弯矩均经轮毂、轴承传给桥壳的半轴套管，因此半轴只承受转矩不承受弯矩。其轮毂的尺寸及质量较大，结构较复杂，造价较高，但工作可靠，广泛用于轻型及其以上的客车、货车及越野汽车11。 图5-1 全浮式半轴的结构型式与安装5.2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的确定其计算载荷。 半轴的计算要考虑以下三种可能的载荷工况：A纵向力（驱动力或制动力）最大时（），附着系数取0.8，没有侧向力作用；B侧向力最大时，其最大值发生于侧滑时，为，侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数在计算中取1.0，没有纵向力作用；C垂向力最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为，是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力作用。全浮式半轴的设计计算图5-2 全浮式半轴及受力简图全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩为： 全浮式半轴杆部直径的初步选取可按下式进行： 式中： 半轴杆部直径，mm，取，差表得，半轴上使用轴承型号为30210的圆锥滚子轴承； 半轴的计算转矩，N·m；半轴扭转许用应力，MPa。三种半轴的扭转应力由下式计算： 式中: 半轴的扭转应力，MPa； 一半轴的计算转矩，N·m； 半轴杆部直径，mm。半轴花键的剪切应力为 半轴花键的挤压应力为 式中： 半轴承受的最大转矩，N·m；半轴花键(轴)外径，mm；相配的花键孔内径，mm；花键齿数；花键工作长度，mm；花键齿宽，mm；载荷分布的不均匀系数，取0.75。 查表，选用规格为6×28×32×7的矩形花键。则 因此，半轴的最大扭转角为 式中： 半轴承受的最大转矩，N·m；半轴长度，mm；材料的剪切弹性模量，MPa；半轴横截面的极惯性矩，。半轴计算时的许用应力与所选用的材料、加工方法、热处理工艺及汽车的使用条件有关。当采用40Cr，40MnB，40MnVB，40CrMnMo，40号及45号钢等作为全浮式半轴的材料时，其扭转屈服极限达到784MPa左右。在保证安全系数在1.31.6范围时，半轴扭转许用应力可取为490588MPa。对于越野汽车、矿用汽车等使用条件差的汽车，应该取较大的安全系数，这时许用应力应取小值；对于使用条件较好的公路汽车则可取较大的许用应力。当传递最大转矩时，半轴花键的剪切应力不应超过71.05MPa；挤压应力不应该超过196MPa，半轴单位长度的最大转角不应大于8°/m。 5.3 半轴的结构设计及材料与热处理为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径，常常将加工花键的端部做得粗些，并适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增加，通常取10齿(轿车半轴)至18齿(载货汽车半轴)。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。重型车半轴的杆部较粗，外端突缘也很大，当无较大锻造设备时可采用两端均为花键联接的结构，且取相同花键参数以简化工艺。在现代汽车半轴上，渐开线花键用得较广，但也有采用矩形或梯形花键的。半轴多采用含铬的中碳合金钢制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi等。40MnB是我国研制出的新钢种，作为半轴材料效果很好。半轴的热处理过去都采用调质处理的方法，调质后要求杆部硬度为HB388444(突缘部分可降至HB248)。近年来采用高频、中频感应淬火的口益增多。这种处理方法使半轴表面淬硬达HRC5263，硬化层深约为其半径的13，心部硬度可定为HRC3035；不淬火区(突缘等)的硬度可定在HB248277范围内。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，以及采用喷丸处理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等工艺，使半轴的静强度和疲劳强度大为提高，尤其是疲劳强度提高得十分显著。由于