毕业设计汽车驱动桥设计(共28页).doc

精选优质文档-倾情为你奉上目 录中文摘要英文摘要1 前言2 总体方案的布置3 驱动桥零部件的设计3.1 主减速器设计3.2 差速器设计3.3 半轴的设计3.4 驱动桥壳设计4 CRUISE软件的分析5 优化设计6 结论参考文献附件清单致 谢1 前言本设计课题是改进CA7204型汽车驱动桥的设计。故本说明书将以“驱动桥设计”内容对驱动桥及其主要零部件的结构型式、设计计算及性能分析作一一介绍。汽车驱动桥位于传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，将转矩合理的分配给左、右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能。驱动桥的设计，由驱动桥的结构组成、功用、工作特点及设计要求讲起，详细地分析了驱动桥总成的结构型式及布置方法；全面介绍了驱动桥车轮的传动装置和桥壳的各种结构型式、设计计算方法与性能分析。汽车驱动桥是汽车的重大总成，承载着汽车的满载簧荷重及地面经车轮、车架及承载式车身经悬架给予的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩，以及冲击载荷；驱动桥还传递着传动系中的最大转矩，桥壳还承受着反作用力矩。汽车驱动桥结构型式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久性有重要影响外，也对汽车的行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性、机动性和操动稳定性等有直接影响。另外，汽车驱动桥在汽车的各种总成中也是涵盖机械零件、部件、分总成等的品种最多的大总成。例如，驱动桥包含主减速器、差速器、半轴、桥壳和各种齿轮。由上述可见，汽车驱动桥设计涉及的机械零部件及元件的品种极为广泛，对这些零部件、元件及总成的制造也几乎要设计到所有的现代机械制造工艺。因此，通过对汽车驱动桥的学习和设计实践，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能。他有以下两大难题，一是将发动机输出扭矩通过变速箱将动力传递到差速器上，达到更好的车轮牵引力与转向力的有效发挥，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。本课题的设计思路可分为以下几点：首先选择初始方案，CA7204型轿车属于乘用车，采用发动机横置前轮驱动，所以设计的驱动桥结构需要符合乘用车的结构要求；接着选择各部件的结构形式；最后选择各部件的具体参数，设计出各主要尺寸，再通过各部件的具体参数进行cruise的性能分析，然后对各参数进行优化设计。所设计的CA7204型轿车驱动桥制造工艺性好、外形美观，工作更稳定、可靠。驱动桥结构符合CA7204型轿车的整体结构要求。设计的产品达到了结构简单，修理、保养方便；机件工艺性好，制造容易的要求。目前我国正在大力发展汽车产业,采用前轮驱动汽车的平衡性和操作性都将会有很大的提高。对于乘用汽车来说，要改善其动力性与燃油经济性，这便对传动系统有较高的要求，而驱动桥在传动系统中起着举足轻重的作用。随着目前国际上石油价格的上涨，汽车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对载货汽车，对于乘用车，提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝。为了降低油耗，不仅要在发动机的环节上节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。这就必须在发动机的动力输出之后，在从发动机传动轴驱动桥这一动力输送环节中寻找减少能量在传递的过程中的损失。在这一环节中，发动机是动力的输出者，也是整个机器的心脏，而驱动桥则是将动力转化为能量的最终执行者。因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较高的驱动桥便成了有效节油的措施之一。所以设计新型的驱动桥成为新的课题。所以前轮驱动必然会使得乘车更加安全、舒适，由于前驱传动效率比后驱要高，所以还会带来可观的经济效益。2 总体方案的布置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和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳四大部分组成。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。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，独立悬架驱动桥结构虽然叫复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性，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。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。 由于断开式驱动桥工作可靠，平稳性好，查阅资料，参照国内相关轿车的设计,最后本课题CA7204型轿车选用断开式驱动桥。其结构如图所示：3 驱动桥各零部件的设计 3.1 主减速器设计主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮或斜齿圆柱齿轮带动齿数多的锥齿轮或斜齿圆柱齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。对发动机横置的汽车，其主减速器就采用直齿轮传动而不必改变动力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求：a）所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。b）外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。c）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。d）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。e）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。3.1.1 主减速器结构方案分析主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速形式的不同而不同。（1）斜齿圆柱齿轮传动 图3-1 斜齿圆柱齿轮传动按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮式传动、双曲面齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式。在发动机横置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用简单的斜齿圆柱齿轮；在发动机纵置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用圆锥齿轮式传动或准双曲面齿轮式传动。为了尽可能抵消主动轴上轴承的轴向力，主减速器中基本不用直齿圆柱齿轮而采用斜齿圆柱齿轮。此外，斜齿圆柱齿轮还具有运转平稳、噪声小等优点，汽车上获得广泛应用。查阅文献1、2，经方案论证，主减速器的齿轮选用斜齿圆柱齿轮形式（如图3-1示）。斜齿圆柱齿轮传动的主、从动齿轮轴线相互平行，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。它工作平稳、能承受较大的负荷。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。（2） 结构形式为了满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的。按参加减速传动的齿轮副数目分，有单级式主减速器和双级式主减速器、双速主减速器、双级减速配以轮边减速器等。双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车上，若其第二级减速器齿轮有两副，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称轮边减速器。单级式主减速器应用于轿车和一般轻、中型载货汽车。单级主减速器由一对圆柱齿轮（或者一对圆锥齿轮）组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。查阅文献1、2，经方案论证，本设计主减速器采用单级主减速器。其传动比i0一般小于等于7。3.1.2 主减速器主、从动斜齿圆柱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。（1）主动斜齿圆柱齿轮的支承图3-2主动锥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3-2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以下而主动斜齿圆柱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。 本课题所设计的CA7204型汽车装载质量最大为2.015t，所以选用跨置式可以提高齿轮的承载能力。（2）从动斜齿圆柱齿轮的支承图3-3从动锥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3-3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。为了使从动斜齿圆柱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应不小于从动斜齿圆柱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。3.1.3 主减速器斜齿圆柱齿轮设计 主减速比i、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，应在汽车总体设计时就确定。（1） 主减速比i的确定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。i的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比i一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i下的功率平衡田来研究i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佳匹配的方法来选择i值，可使汽车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、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率及其转速的情况下，所选择的i值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。这时i值应按下式来确定： 5.655 （3-1）式中：车轮的滚动半径， =0.306migh变速器量高档传动比。igh =0.680对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i一般选择比上式求得的大1025，即按下式选择： （3-2）式中：i分动器或加力器的高档传动比iLB轮边减速器的传动比。根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。把nn=6000r/n , =205km/h , r=0.306m , igh=0.68代入（3-1）计算出 i=4.97从动斜齿圆柱齿轮计算转矩TceTce= （3-3）式中：Tce计算转矩，Nm；Temax发动机最大转矩；Temax =183 Nmn计算驱动桥数，1；if分动器器传动比，if=1；i0主减速器传动比，i0=4.97；变速器传动效率，=0.97；k液力变矩器变矩系数，K=1；Kd由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1；i1变速器最低挡传动比，i1=3.54；n与选取见下表。车型高档传动比与抵挡传动比的关系n4*4>/21</226*6>/22</23由表中所示，n的取值为1代入式（3-3），有： Tce=3123.08 Nm按驱动轮打滑转矩确定从动斜齿圆柱齿轮的计算转矩 （3-4）式中：-计算转矩，Nm；-满载情况下1个驱动桥上的静载荷，为1870*9.8N；-汽车最大加速度时的后轴负载荷转移系数，乘用车为1.2-1.4，商用车为1.1-1.2；-轮胎与路面间的附着系数，在安装一般轮胎的汽车在良好的混凝土或沥青路上，取0.85，对于安装防测滑轮胎的乘用车可取1.25，对于越野车一般取1.0；-主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，取1；-主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，为0.98；代入式（3-4），有 =5836.6 Nm主动斜齿圆柱齿轮的计算转矩为 （3-5）式中：；为主动斜齿圆柱齿轮的计算转矩，Nm；为主传动比，取4.97；为主、从动斜齿圆柱齿轮间的传动效率。（计算时，对于弧齿斜齿圆柱齿轮副，取95%；对于双曲面齿轮副，当>6时，取85%，当=<6时，取90%。）；代入式（3-5），有T=698.2 Nm（2）主减速器斜齿圆柱齿轮的主要参数选择a)主、从动斜齿圆柱齿轮齿数z1和z2选择主、从动斜齿圆柱齿轮齿数时应考虑如下因素；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4.97，初定主动齿轮齿数z1=9，从动齿轮齿数z2=45。b）主、从动斜齿圆柱齿轮齿形参数计算按照文献3中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表3-1。从动斜齿圆柱齿轮分度圆直径 （3-6）式中：一般取1316；根据公式（3-6），得 mm 取dm2=198mm齿轮法面模数，查表可取m=4.5表3-1主、从动锥齿轮参数参 数符 号主动斜齿圆柱齿轮从动斜齿圆柱齿轮螺旋角16°法面模数4.5端面模数4.68法面压力角 20°端面压力角20.74°分度圆直径42.12210.6基圆直径39.39196.95齿顶高ha=h2=（1+0.1）4.954.95齿根高hf1= hf2=（1+0.25-0.1）5.1755.175齿顶圆直径52.02220.5齿根圆直径31.77200.25当量齿数10.13350.663C）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°。d) 螺旋方向从斜齿圆柱齿轮齿顶上看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动斜齿圆柱齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与斜齿圆柱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齿顶方向，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 主减速器斜齿圆柱齿轮的材料 驱动桥斜齿圆柱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。主减速器斜齿圆柱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。汽车主减速器斜齿圆柱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，斜齿圆柱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。3.5 主减速器斜齿圆柱齿轮的强度计算3.5.1 单位齿长圆周力主动齿轮按发动机最大转矩计算时P= （3-7） 式中： ig变速器传动比，常取一挡传动比，ig=3.54 ；D1主动斜齿圆柱齿轮分度圆直径mm，D=42.12mm；if分动器器传动比，if=1；Temax发动机最大转矩；Temax =183 Nm；k液力变矩器变矩系数，K=1；n计算驱动桥数，1；变速器传动效率，=0.97；b2所计算的齿轮齿面宽；b2=45mm；Kd由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1；将各参数代入式（3-7），有：P=663.064 N/mm按照文献1,PP=893 N/mm，斜齿圆柱齿轮的表面耐磨性满足要求。3.5.2 齿轮弯曲强度斜齿圆柱齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： = （3-8）式中：斜齿圆柱齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；T1主动齿轮传递的转矩，Nm；K载荷系数，；使用系数，按照文献2表10-2取1.0；动载系数，按照文献2表10-8取1.16；齿面载荷分配系数，按照文献2表10-3取1.0；齿向载荷分布系数，按照文献2表10-4取1.148；YFa斜齿轮的齿形系数，按照文献2可近似地按当量齿数由表10-5查取，为2.32；Ysa斜齿轮的应力校正系数，按照文献2可近似地按当量齿数由表10-5查取，为1.70；Y-螺旋角影响系数，按照文献2数值查图10-28可得0.885；b所计算的齿轮齿面宽；b=45mmd1所讨论齿轮分度圆直径；主动齿轮为42.12，从动齿轮为210.6；斜齿轮的纵合重合度，=0.9；对于主动斜齿圆柱齿轮， T=698.2 Nm；从动斜齿圆柱齿轮，T=3123.08Nm；将各参数代入式（3-8），有： 主动斜齿圆柱齿轮，=852MPa；从动斜齿圆柱齿轮，=845MPa；按照文献2, 主从动斜齿圆柱齿轮的=900MPa，轮齿弯曲强度满足要求。3.5.3 轮齿接触强度 斜齿圆柱齿轮轮齿的齿面接触应力为： H= （3-9）式中：H斜齿圆柱齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；d1主动斜齿圆柱齿轮分度圆直径，mm；D1=42.12mmb主、从动斜齿圆柱齿轮齿面宽较小值；b=45mmK载荷系数，取值同上为1.33；斜齿轮的纵合重合度，=0.9；u齿数比，取5；ZH区域系数，按照文献2中图10-30取值为2.42；T主动斜齿圆柱齿轮计算转矩，Tz=698.2N.m；ZE弹性影响系数，MPa，按照文献2表10-6取值为188；将各参数代入式 （3-9），有： H=760.15MPa按照文献2，HH=950MPa，轮齿接触强度满足要求。3.6 主减速器斜齿圆柱齿轮轴承的设计计算3.6.1 斜齿圆柱齿轮齿面上的作用力斜齿圆柱齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力Fn可分解为沿齿轮切线方向的圆周力Ft、沿齿轮轴线方向的轴向力Fa以及垂直于齿轮轴线的径向力Fr。a） 齿面中点处的圆周力Ft Ft= (3-10)式中：T1作用在从动齿轮上的转矩；d1从动斜齿圆柱齿轮的分度圆直径；将各参数代入式(3-10)，有： Ft=33152.9N对于弧齿斜齿圆柱齿轮副，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的。b） 斜齿圆柱齿轮的轴向力Fa和径向力Fr作用在主动斜齿圆柱齿轮齿面上的轴向力Fa和径向力Fr分别为Fr= (3-11)Fa= (3-12)将各参数分别代入式(3-11) 与式(3-12)中，有：Fr= 12552.60N，Fa=9506.44Nc）作用于齿面上的法向载荷Fn （3-13）将各参数代入式（3-13）中，有： Ft=36702.37N3.6.2 斜齿圆柱齿轮轴承的载荷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3-4为单级主减速器的跨置式支承的尺寸布置图:图3-4单级主减速器轴承布置尺寸图34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3-5所示），得出各轴承所受的径向力与轴向力。 图3-5主动斜齿圆柱齿轮齿面受力简图轴承A：径向力Fr= （3-14） 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） 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） 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） 轴向力Fa= 0 （3-21）将各参数代入式（3-20）与（3-21），有： Fr=1745N，Fa=0N3.6.3 斜齿圆柱齿轮轴承型号的确定轴承A计算当量动载荷P=0.69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。P=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）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）将各参数代入式（3-24）中，有： Lh =4151h<5000h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。4 差速器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和圆柱齿轮式两种。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。查阅文献5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。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。4.2 普通锥齿轮式差速器齿轮设计a) 行星齿轮数n通常情况下，货车的行星齿轮数n=4。b) 行星齿轮球面半径Rb行星齿轮球面半径Rb反映了差速器锥齿轮节锥矩的大小和承载能力。Rb=Kb （4-1）式中：Kb行星齿轮球面半径系数，Kb=2.53.0，对于有两个行星齿轮的轿车取最大值；Td差速器计算转矩，Nm；将各参数代入式（4-1），有：Rb=34 mmc）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及模数m行星齿轮和半轴齿轮节锥角1、2分别为 1= （4-2）2= （4-3）将各参数分别代入式（42）与式（43），有：1=27°，2=63°锥齿轮大端模数m为 m= （4-4）将各参数代入式（4-4），有：m=5.497查阅文献3，取模数m=5.5e）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。f） 压力角汽车差速齿轮大都采用压力角=22°30，齿高系数为0.8的齿形。表4-1半轴齿轮与行星齿轮参数参 数符 号半轴齿轮行星齿轮分度圆直径d14196齿顶高ha*1.833.76齿根高hf4.432.5齿顶圆直径da144103齿根圆直径df13384齿顶角a4°192°31齿根角f2°314°19分度圆锥角63°27°顶锥角a67°1929°31根锥角f60°2922°41锥距R4746分度圆齿厚s99齿宽b2027g)行星齿轮轴用直径d行星齿轮轴用直径d（mm）为 d= （4-5）式中：T0差速器壳传递的转矩，Nm；n行星齿轮数；rd行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm；c支承面许用挤压应力，取98 MPa；将各参数代入式（4-5）中，有：d=15.7mm，取16mm。4.3 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。4.4 普通锥齿轮式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，只有当汽车转弯或左、右轮行使不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此，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w= （4-6）式中：n行星齿轮数；J综合系数，取0.01；b2半轴齿轮齿宽，mm；d2半轴齿轮大端分度圆直径，mm；T半轴齿轮计算转矩（Nm），T=0.6 T0；ks、km、kv按照主减速器齿轮强度计算的有关转矩选取；将各参数代入式（4-6）中，有：w=852 MPa按照文献1, 差速器齿轮的ww=980 MPa，所以齿轮弯曲强度满足要求。5 驱动车轮的传动装置设计驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器半轴齿轮传给驱动车轮。在断开式驱动桥和转向驱动桥中，驱动车轮的传动装置包括半轴和万向节传动装置且多采用等速万向节。在一般非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，这时半轴将差速器半轴齿轮与轮毂连接起来。在装有轮边减速器的驱动桥上，半轴将半轴齿轮与轮边减速器的主动齿轮连接起来。5.1 半轴的型式普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型式或受力状况的不同而分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种。半浮式半轴以靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而端部则以具有锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定，或以突缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接)。因此，半浮式半轴除传递转矩外，还要承受车轮传来的弯矩。由此可见，半浮式半轴承受的载荷复杂，但它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。用于质量较小、使用条件较好、承载负荷也不大的轿车和轻型载货汽车。3/4浮式半轴的结构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，直接支承着车轮轮毂，而半轴则以其端部与轮毂相固定。由于一个轴承的支承刚度较差，因此这种半轴除承受全部转矩外，弯矩得由半轴及半轴套管共同承受，即3/4浮式半轴还得承受部分弯矩，后者的比例大小依轴承的结构型式及其支承刚度、半轴的刚度等因素决定。侧向力引起的弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命。可用于轿车和轻型载货汽车，但未得到推广。全浮式半轴的外端与轮毂相联，而轮毂又由一对轴承支承于桥壳的半轴套管上。多采用一对圆锥滚子轴承支承轮毂，且两轴承的圆锥滚子小端应相向安装并有一定的预紧，调好后由锁紧螺母予以锁紧，很少采用球轴承的结构方案。由于车轮所承受的垂向力、纵向力和侧向力以及由它们引起的弯矩都经过轮毂、轮毂轴承传给桥壳，故全浮式半轴在理论上只承受转矩而不承受弯矩。但在实际工作中由于加工和装配精度的影响及桥壳与轴承支承刚度的不足等原因，仍可能使全浮式半轴在实际使用条件下承受一定的弯矩，弯曲应力约为570MPa。具有全浮式半轴的驱动桥的外端结构较复杂，需采用形状复杂且质量及尺寸都较大的轮毂，制造成本较高，故轿车及其他小型汽车不采用这种结构。但由于其工作可靠，故广泛用于轻型以上的各类汽车上。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