大学毕业论文---某型重卡驱动桥设计.doc

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1、中北大学信息商务学院2015届毕业生毕业设计说明书某型重卡驱动桥设计摘 要驱动桥是构成汽车的四大总成之一，一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成，它位于传动系末端，其基本作用是增矩、降速，承受作用于路面和车架或车身之间的力。它的性能好坏直接影响整车性能，而对于载重汽车显得尤为重要，采用传动效率高的单级减速驱动桥已经成为未来载重汽车的发展方向。本文参照传统驱动桥的设计方法进行了载重汽车驱动桥的设计本次设计首先对驱动桥的特点进行了说明，根据给定的数据确定汽车总体参数，再确定主减速器、差速器、半轴和桥壳的结构类型及参数，并对其强度进行校核。数据确定后，利用AUTOCAD建立二维图，再用

2、CATIA软件建立三维模型，最后用CAITA中的分析模块对驱动桥壳进行有限元分析。 关键词：驱动桥；CAD；CATIA；有限元分析AbstractDrivie axle is one of the four parts of a car, it is generally constituted by the main gear box, the differential device, the wheel transmission device and the driving axle shell and so on it is at the end of the powertrain.Its

3、 basic function is increasing the torque and reducing speed and bearing the force between the road and the frame or body.Its performance will have a direct impact on automobile performance,and it is particularly important for the truck. Using single stage and high transmission efficiency of the driv

4、e axle has become the development direction of the future trucks.This article referred to the traditional driving axles design method to carry on the truck driving axles design.In this design,first part is the introduction of the characteristics of the drive axle,according to the given date to calcu

5、late the parameters of the automobile,then confirm the structure types and parameters of the Main reducer, differential mechanism,half shaft and axle housing,then check the strength and life of them.After confirming the parameters, using AUTOCAD to establish 2 dimensional model,then using CATIA esta

6、blish 3 dimensional model. Finally using the analysis module in CATIA to finite element analysis for the axle housing.Key words: drive axle;CAD;CATIA;finite element analysis目录1 绪论11.1 驱动桥简介11.2 国内外研究现状11.3 驱动桥设计要求12 驱动桥设计32.1 主减速器设计32.1.1 主减速器的结构形式32.1.2 主减速器的减速形式42.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支撑方案42.1.4 主减速器基本

7、参数选择与计算载荷的确定62.2 差速器设计172.2.1 对称锥齿轮式差速器工作原理172.2.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构172.2.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计182.3 驱动半轴的设计232.3.1 结构形式分析232.3.2 全浮式半轴的结构设计242.3.3 全浮式半轴的强度计算242.3.4 半轴的结构设计及材料与热处理252.3.5 半轴花键的强度计算252.4 驱动桥壳的设计262.4.1 整体式桥壳的结构272.4.2 桥壳的受力分析与强度计算273 CATIA三维建模293.1 CATIA软件介绍293.2.1 主动锥齿轮三维建模303.2.2 主减速器壳三维

8、建模343.2.3 轴承三维建模343.3 差速器建模353.3.1 齿轮的三维建模353.3.2 半轴齿轮的建模363.3.3 从动齿轮建模363.4 半轴三维建模393.5 驱动桥壳三维建模393.6 轮胎三维建模393.7 主减速器及行星齿轮建模403.8 驱动桥三维建模404 驱动桥壳的有限元分析424.1 驱动桥壳的约束及受力分析424.2 计算方法的局限性424.3 驱动桥壳的静强度分析424.3.1 静强度分析424.3.2 结果分析44参考文献45致 谢461 绪论1.1 驱动桥简介汽车驱动桥处于汽车传动系的末端，主要由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳组成。车驱动桥轮组，包括轮

9、边减速器、制动器总成、轮毂总成、转向节、支承轴总成、轮边传动轴、上摆臂联结总成、下摆臂联结总成，支承轴总成为一空心轴，轮边传动轴贯通支承轴总成的内部，并接至轮边减速器，轮毂总成安装在支承轴总成上。汽车驱动桥-功能：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，并将动力合理的分配给左、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立、纵向力和横向力。驱动桥的类型有断开式驱动桥和非断开式驱动桥两种。驱动车轮采用独立悬架时，应选用断开式驱动桥；驱动车轮采用非独立悬架时，则应选用非断开式驱动桥。1.2 国内外研究现状汽车和汽车工业在国民经济、现代社会及人民生活中具有十分

10、重要的作用。在当前中国的经济建设,汽车是在一个非常突出和优先地位。近年来,中国的汽车工业机械行业,其增长速度远远高于其他行业。但中国汽车工业的发展仍然是远离需求,每年进口大量的各种各样的汽车和零部件。由于各种原因,中国汽车工业从国际水平还有相当大的差距,特别是在驱动桥产品设计和研究的距离比较大,它应该知道的许多部门和企业在中国。目前,中国驱动桥设计,基本上仍在模拟电路设计和经验设计阶段,这种设计通常是过于保守有限驾驶降低产品成本和提高性能的桥。因此,设计的主要差距之一,国外的驱动桥太重了,桥梁设计. .在现代桥梁设计中驱动。为了使它尽可能的轻量级不仅可以节省材料消耗和降低成本,而且还合理规划汽

11、车弹簧弹簧质量和降低动载荷,提高车辆行驶舒适。但是驱动桥作为各种车辆的组成部分，要求应该具有高度的可靠性和安全性，这与轻量化常常是矛盾的，所以轻量化设计要保证同时具有足够的可靠性和绝对的安全性，即在满足上述基本要求的情况下减轻重量。驱动桥设计与分析理论对于我国的驱动桥设计具有十分重要的现实意义。1.3 驱动桥设计要求驱动桥的结构形式虽然可以各不相同，但在使用中对他们的基本要求却是一致的，综合上述，对驱动桥的基本要求可以归纳为：(1)所选主减速比应符合车辆最好的电力和燃料经济在给定的条件下使用。(2)差速器在保证左右驱动车轮能以汽车运动学所要求的差速滚动外并能将转矩平稳而连续不断(无脉动)的传递

12、给左右驱动车轮。(3)当车轮和地面左和右,应该利用车辆的牵引力。(4)驱动的桥的组成部分,以确保其强度、刚度、可靠性和寿命的前提下应该努力减少非簧载质量,减少道路驾驶桥冲击载荷不均匀,以提高车辆的平顺性。(5)轮廓大小不是如此之大的整体安排车辆驱动桥的适应地面间隙所需的车辆。(6)齿轮等传动部位是顺利,没有噪音。(7)驱动桥总成和其他组件的设计应能满足要求的标准化的零件,组件和序列化的推广产品和车辆变体。(8)高传动效率在不同负载和旋转速度。(9)具有结构简单、维修方便、容易制造,机械技术好。2 驱动桥设计驱动桥的动力系统,其基本功能是第一个增加扭矩。放慢速度,改变传输方向的转矩,从而增加传动

13、轴或直接从传输的扭矩和功率分配到左右驱动轮。其次,驱动桥也在公路和框架之间的熊或身体垂直,纵向力和侧向力,仍是制动力矩和反应力。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,转向驱动桥还有等速万向节。设计驱动桥时应当满足如下基本要求：1选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。2外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。3齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。4在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。5具有足够的强度和刚度6结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便7某农用运输车驱动桥设计及强度分析设计参数：(1) 后轮距：15

14、00mm(2) 车轮半径：375mm(3) 发动机最大扭矩：161.7N.m20002200 rmin(4) 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷=18666.7N(5) 变速比：ig1=6.02(6) 主传动比：i06.5(7) 后悬架板簧托板中心距：940mm2.1 主减速器设计2.1.1 主减速器的结构形式主减速器的结构型式，主减速器可根据齿轮类型,减速形式以及主,从动齿轮的支承形式不同分类.1. 主减速器的齿轮类型主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮,双曲面齿轮,圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。比较几种齿轮的特点，本次设计选用弧齿锥齿轮传动。弧齿锥齿轮传动的特点是主齿轮的轴线垂直于轴的齿轮轴。由于

15、横向齿重叠的影响,至少超过两双啮合在同一时间。因此,螺旋伞齿轮能承受大负荷,加上牙齿不是轮齿啮合的长度同时,表面逐渐转向从牙齿是连续的和顺利的一端转动前轮在另一端,使工作顺利,即使在高速运行,噪音和振动很小,但弧齿锥齿轮啮合精度是非常敏感的,顶部与小锥齿轮副协议将使工作环境急剧恶化,和齿轮磨损和制造噪音的增加而增加。2.1.2 主减速器的减速形式本设计采用中央单级主减速器进行设计。影响减速形式选择的因素有汽车类型、实用条件、驱动桥处的离地间隙、驱动桥数和布置形式以及主传动比。其中，的大小影响汽车的动力性和经济性。 中央单级减速器具有质量小，尺寸紧凑，制造成本低等优点，尤其是其齿轮的支承形式和拆

16、装方法,与桥壳的结构形式密切相关。 双级主减速器(3) 双速主减速器双速主减速器齿轮的不同组合可以获得两种传动比。它与普通的传输,可以得到双传动装置。高、低两种减速器的传动比,根据汽车、发动机功率和传输文件的传动比的大小选择。猪传动比的汽车满载旅行或困难的道路上克服阻力,减少运行的大型传动装置转变;小传动比是用于汽车空转,跑步或者一半好道路驾驶,提高车辆燃油经济性和提高平均速度。双级贯通式主减速器总质量的多桥驱动汽车,由于主传动比较大,使用两个阶段运行减速器。根据齿轮的组合形式的锥齿轮,圆柱齿轮和圆柱齿轮,伞齿轮可分为两种形式。2.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支撑方案图2.1 主动锥齿轮悬

17、臂式支承形式图2.2 主动锥齿轮跨置式支撑形式图2.3 从动锥齿轮支撑形式悬臂式支承结构简单，支承刚度较跨置式较差，用于传递较小转矩的主减速器上。跨置式支承的结构特点是在锥齿轮两端的轴上均有轴承，这样可大大增加支撑刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承所需的轴承座，使主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。另外，因主从动齿轮之间的空隙很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时布置不下或拆装困难。综合比较两种形式的特点，本设计选用悬臂式支撑方案。2.1.4 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定1. 主减速器齿轮计算载荷的确

18、定(1) 按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩从动锥齿轮计算转矩 = (2.1)式中：计算转矩，；发动机最大转矩； =161.7 n计算驱动桥数，n=1；变速器传动比，=6.02；主减速器传动比，i0=6.5；变速器传动效率，取=0.9；k液力变矩器变矩系数，K=1；由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1；代入式(2.1)，有：=5694.59(2) 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 (2.2)式中 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，后桥所承载18666.7N的负荷; 轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取=0.85；对于越野汽车取1.0；对于

19、安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取1.25; m2汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数,取1.2 车轮的滚动半径，车轮的滚动半径为0.375m； ，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取0.9，由于没有轮边减速器取1.0 所以=7933.3 2. 锥齿轮主要参数选择(1) 主、从动锥齿轮齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：1)为了磨合均匀，之间应避免有公约数。2)为了获得理想的齿面重叠和轮齿弯曲强度高,主要的齿数和驱动齿轮和齿轮的数量应不少于40。3)为了进行平滑,低噪音、高疲劳强度对乘用车,一般不少于9;商用车,一般不低于64)主传动比较大时,

20、它可以尽可能少,为了得到满意的地面间隙。5)主要为不同的传动比,适当的搭配。(2)驱动斜齿轮节圆直径和结束端模块单-阶段主减速器,维度的增加会影响驱动桥的高度住房和地面间隙,并减少反式的支持前面座位主动齿轮和微分的安装。可根据经验公式初选，即 (2.3)式中 从动齿轮大端分度圆直径(mm);直径系数，一般取13.015.3； 从动锥齿轮的计算转矩，.故 =(13.015.3)=(232.14285.72) 初选=273.21 则=/=273.21/46=5.9参考机械设计手册选取 7，则=322(3) 主，从动锥齿轮齿面宽和对于从动齿轮的齿面好宽，推荐不大于其节锥距的0.3倍，而且应满足，一般

21、也推荐=0.155.对于弧齿锥齿轮，一般比大10%。=0.155322=49.91 取50，取55mm(4) 中点螺旋角螺旋角沿齿的宽度变化。螺旋角齿轮的螺旋角和最大的牙齿是最小的。螺旋锥齿轮副的螺旋角等于螺旋角的角度。同时,牙齿的数量,传播更为稳定,降低噪音,齿轮的强度就越高。的平均螺旋升角螺旋伞齿轮在主减速器是35度,而商用车使用防止轴向力较小的值,通常在35度。(5) 螺旋方向锥角的斜齿轮,齿形中线左边的左边,右向右倾斜。的螺旋方向主要和锥齿轮驱动是相反的。的方向的螺旋方向螺旋方向和方向的螺旋锥齿轮的方向受到轴向方向的方向. .传输挂前进档时,应使传动齿轮的轴向力的左边二次曲线,从而使主

22、动齿轮和从动齿轮有分离倾向,防止齿轮Inka死亡和伤害。(6) 法向压力角法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减小齿轮不发生根切的最小齿数。对于弧齿锥齿轮，乘用车的一般选用1430或16,商用车的为20或22.5,这里取20。3. 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算表2.1 主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算用表项 目计 算 公 式计 算 结 果主动齿轮齿数7从动齿轮齿数46端面模数7齿面宽=55 =50工作齿高14全齿高=15.75法向压力角=20轴交角=90=90节圆直径=49mm=322mm节锥角arctan=90-=8.7=81.3节锥距A=取A=161.97mm周节t=3.1416

23、t=21.99mm齿顶高=7mm齿根高=8.75 径向间隙c=c=1.75齿根角=3.09 面锥角=11.79=84.39根锥角=5.61=78.21齿顶圆直径=62.84mm=324.12mm理论弧齿厚 =15.887mm=6.103mm齿侧间隙查表取低精度0.18mm螺旋角取=354. 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算(1) 单位齿长圆周力主减速器锥齿轮的表面耐磨性，通常轮齿上的单位齿长圆周力来估算，即 Nmm (2.4)式中：P作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩和最大附着力矩两种载荷工况进行计算，N； F 作用在齿轮上的圆周力，N； 从动齿轮的齿面宽，在此取50mm. 1)按发动机最大转

24、矩计算时： Nmm (2.5)式中： 变速器的传动比，6.02； 主动锥齿轮分度圆直径：= =49mm发动机输出的最大转矩，在此取161.7； 按上式=715.18Nmm P=715.18P,校核满足要求。2)按驱动轮打滑转矩计算： 后驱动桥在满载状态下的静载荷： =18666.7N;汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数： =1.2；轮胎与路面之间的付着系数： =0.85;车轮滚动半径： =0.375m; =H+d/2; 主减速器从动齿轮到车轮间的传动比： =1；主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率： =0.9。 =322mm ； = 50mm 将各参数代入上式得：p= 985.5Mpap=142

25、9Mpa齿轮表面耐磨性合格(2) 齿轮弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： = (2.6)式中 齿轮的计算转矩，对于主动齿轮=922.2,对从动齿轮，中的较小值，为5694.59过载系数，一般取1；尺寸系数，0.697；齿面载荷分配系数，悬臂式结构，k取=1.1；质量系数，取1；b所计算的齿轮齿面宽；=55mm =50mmD所讨论齿轮大端分度圆直径；=49mm =322mm齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，选取小齿轮的0.27，大齿轮0.25.；=277.63MPa主从动锥齿轮的=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。(3) 轮齿接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： (2.7)式中：锥齿轮轮齿的齿面

26、接触应力，MPa；主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；=49mmb主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=50mm齿面品质系数，取1.0；综合弹性系数，取232.6N1/2/mm；尺寸系数，取1.0；齿面接触强度的综合系数，查表取0.229；主动锥齿轮计算转矩；Tz=5694.59N.mk0、km、kv选择同式(2.7)将各参数代入式 (2.8)，有： =2130.07 MPa=2800MPa，轮齿接触强度满足要求。5. 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上租用有一法向力。该法向力可以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及垂直于齿轮轴线的径向力。(4) 锥齿轮齿

27、面上的作用力齿宽中点处的圆周力为 N (2.8)式中：作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。按上式主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 =10.30KN(5) 锥齿轮的轴向力和径向力图2.4 主动锥齿轮齿面受力图如图2.4所示，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，旋转方向为逆时针，F 为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力，在A点处的螺旋方向的法平面内，F分解成两个相互垂直的力F和，F垂直于OA且位于OOA所在的平面，位于以OA为切线的节锥切平面内。在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力F和沿节圆母线方向的力。F与之间的夹角为螺旋角，F与之间的夹角为

28、法向压力角，这样有: (2.9) (2.10) (2.11)于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力和径向力分别为: (2.12) (2.13)由式(2.12)可计算-6124.88N=5953.6N作用在从动锥齿轮齿面上的轴向力和径向力分别为: (2.14) (2.15)由式(2.16)可计算7995.08N =3006.38N(6) 主减速器锥齿轮轴承载荷的计算对于主动齿轮采用悬臂式支撑，对于从动齿轮采用传统的骑马式支撑方式。对于采用骑马式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图2.5所示图2.5单级主减速器轴承布置位置轴承A，B的径向载荷分别为 R= (2.16) (2.17) 求得=-

29、6124.88N，=5953.6N，a=67mm ，b=41mm，c=63mm ,d=125mm轴承A的径向力= =8396.2N其轴向力为0 轴承B的径向力R= =12673.43N其轴向力为01） 对于轴承A采用圆柱滚子轴承，采用30205E，此轴承的额定动载荷为32.2KN，所承受的当量动载荷 取X=1 则Q=1=8396.2N (s)式中 温度系数，取1.0 载荷系数，取1.2L= =4.81 (s)对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减的从动齿轮轴承的计算转矩为则主动齿轮的计算转速所以轴承能工作的额定轴承寿命为若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命即而，故轴承符合使用要求2）

30、 对于轴承B 是一对轴承对于成对安装的轴承组的计算当量载荷时径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y值按双列轴承选用，e值与单列轴承相同。在此选用30205型轴承，此轴承的额定动载荷为32.2KN。派生轴向力轴向载荷： 故 :冲击载荷系数，取1.2=N，故轴承符合使用要求3） 对于从动齿轮的轴承C ，D 选用圆锥滚子轴承，选用30211，轴承的额定动载荷为86.5KN，经过校核，符合使用要求。2.2 差速器设计根据汽车行驶运动学的要求和实际上的车轮、道路以及他们之间的相互关系表明：汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的。例如，转弯时外侧车轮的行程总要比内侧的长。为了消除由于左

31、、右车轮的运动学协调这些弊病,在汽车驱动轮排列之间的差,后者确保汽车驾驶桥两侧的车轮在这次旅行不是也有旋转速度不同的特点,以满足车辆运动学的要求。在此，选用对称锥齿轮式差速器。2.2.1 对称锥齿轮式差速器工作原理其工作原理如图2.6所示为主减速器从动齿轮或差速器壳的角速度；分别为左右两半轴的角速度；为差速器壳接受的转矩；为差速器的内摩擦力矩；分别为左右两半轴对差速器的反转矩。根据运动分析可得 (2.18)显然，当一侧半轴不转时，另一侧半轴将以2倍的差速器壳体角速度旋转；当差速器壳体不转时，左右半轴将等速、反向旋转。根据力矩平衡可得 (2.19)2.2.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构普通的

32、对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图2.7所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。图2.7 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-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2.2.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计1. 差速器齿轮的基本参数的选择(1) 行星齿轮数n农用运输车承载较大采用4个行星齿轮。(2) 行星齿轮球面半径 行星齿轮的

33、球面半径的大小和负载能力反映了微分锥齿轮,并且可以由经验公式确定. .圆锥行星齿轮差速器的结构和大小,通常是由于行星齿轮球面半径的背面,这是行星齿轮装配尺寸实际上代表了差速器锥齿轮节锥,所以在一定程度上还差强度特征。 球面半径可按如下的经验公式确定： mm (2.20)式中：行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99，对于有4个行星齿轮的载货汽车取小值； T计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，Nm.根据上式=2.8=46.4mm 所以预选其节锥距A=50mm(3) 行星齿轮与半轴齿轮的选择为了使齿轮具有更高的强度,希望采取一个更大的模量,但规模会大,因此,行星齿轮的齿数是尽可能少. .但一般不

34、少于10个。半轴齿轮的齿数14 25,和多数人的牙齿的数量汽车轴和行星齿轮是1.5 - 2。在任何圆锥行星齿轮差速器,大约两个半轴齿轮齿数,并必须被行星齿轮的数量以整除行星齿轮可以均匀地分布到半轴齿轮的轴线,否则,微分不会安装,安装应满足的条件: (2.21)式中：，左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，= 行星齿轮数目；在此=10，=18 满足以上要求。(4) 差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角， =29.055 =90-=60.945 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m m=4.86mm 由于强度的要求在此取m=4mm得m

35、m =418=72 mm(5) 压力角汽车差速器的齿轮大都采用22.5的压力角，齿高系数为0.8的齿形。某些总质量较大的商用车采用25压力角，以提高齿轮强度。在此选22.5的压力角。(6) 行星齿轮安装孔的直径及其深度L行星齿轮的安装孔的直径与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取： (2.22)式中：差速器传递的转矩，Nm；在此取5694.59Nm 行星齿轮的数目；在此为4 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm， 0.5d， d为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d0.8； 支承面的许用挤压应力，在此取98 MPa根据上式 =57.6mm =0.

36、557.6=28.8mm 21.41mm 28.07mm2. 差速器齿轮的几何计算表2.2汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表项目计算公式计算结果行星齿轮齿数10，应尽量取最小值=10半轴齿轮齿数=1425，且需满足式(3.4)=18模数=4齿面宽b=(0.250.30)A;b10m15mm工作齿高=6.4 mm全齿高7.203压力角22.5轴交角=90=90节圆直径； =40mm =72mm节锥角，节锥距周节=3.1416mm=12.5664mm齿顶高;=4.22mm=2.18mm齿根高=1.788-;=1.788-=2.932mm;=4.972mm径向间隙=-=0.188+0.051=0

37、.803mm齿根角=;=4.072; =6.884面锥角；=35.939=65.017根锥角；=24.983=54.061外圆直径；mmmm节圆顶点至齿轮外缘距离mmmm理论弧齿厚=9.06 mm =3.51 mm齿侧间隙=0.1020.152 mm=0.250mm弦齿厚=4.86mm=2.9mm弦齿高=1.92mm=1.78mm3. 差速器齿轮的强度计算差速齿轮的大小受结构的限制,并承担更大的负载。这不是主减速齿轮经常处于忙碌状态,只有当机动车或将左右轮驱动不同的旅程,或车轮滑移,滑移,差动齿轮啮合传动的相对运动。因此,主要的差动齿轮的弯曲强度需要检查一下。轮齿弯曲强度(Mpa)为= MPa

38、 (2.23)式中：差速器的行星齿轮数；计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式 在此为854.19 Nm； 半轴齿轮齿数；根据上式=612.52MPa980 MPa所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。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低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。2.3 驱动半轴的设计发送装置的驱动轮布置在传输线的端部。基本的共享差别化扭矩接受并把它传递给车轮。要断开式驱动桥和转向驱动桥，通用传动装置驱动车轮传动装置;非断开式驱动桥及主要部

39、件的驱动轮传动装置是一个半轴。根据车轮的不同的支持模式下，半轴可分为三种形式：半 - 浮动，2/4 - 浮动及浮动 - 类型。半 - 浮半 - 轴结构的特征在于，一个半 - 轴上的外 - 轴承 - 轴承 - 位于半的内孔 - 轴套，轮被布置在轴。半 - 桥 - - 轴 - 半车轴除了扭矩，外侧还承担所造成的抗总力和扭矩 - 车轮的动力。半 - 浮动 - 桥结构简单，负荷较大，对乘用车和小型商用车的总质量。3 / 4浮动结构特征的半轴半轴端只有一个轴承,安装在驱动桥半轴外壳,直接支持轮毂,半轴的凸缘部分结束,轮毂螺丝连接。半轴负载条件类似于半浮动负载,但负载减少,一般只用在乘用车和车辆的质量。浮

40、动轴的结构特点是,法兰与半轴的中心,中心是借用了半轴套轴壳的半轴的两个圆锥滚子轴承。在理论上,半轴轴承扭矩,另一个力和力矩作用于驱动轮都由轴套. .但由于轴壳变形,中心和半轴齿轮,女性半轴凸缘平面相对其轴不垂直,等等因素,会造成半轴的弯曲变形,引起的弯曲应力为5 70 mpa。全浮式半轴主要用于质量较大的商用车上。2.3.1 结构形式分析半轴根据其车轮端支承方式不同,可分为半浮式,3/4浮式和全浮式。 半轴是实心轴的转矩之间的微分和驱动轮和内结束与半轴通过花键齿轮,和外端连接中心设计采用全浮式半轴。1、 全浮式半轴计算载荷的确定全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩可有附着力矩求得，其中，的计算，可根据以下方法计算，并取两者中的较小者。若按最大附着力计算，即 (2.24)式中：轮胎与地面的附着系数取0.8； 汽车加速或减速时的质量转移系数，可取1.21.4在此取1.2。根据上式 =8960 N ，