轿车驱动桥毕业设计.doc

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1、轿车驱动桥设计摘 要 随着汽车工业的发展与汽车技术的提高，驱动桥的设计与制造工艺都在日益完善。驱动桥与其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在结构设计中日益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织专业化目标前进。本说明书中，根据给定的参数，首先对主减速器进行设计。主要是对主减速器的结构，以及几何尺寸进行了设计。主减速器的形式设计为单级主减速器。而主减速器的齿轮形式主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮与蜗轮蜗杆等形式。本次设计采用的是齿轮形式是渐开式圆柱斜齿轮。其次，对差速器的形式进行选择，差速器的形式主要分为普通对称式圆锥行星齿轮差速器与防滑差速器两种。本次设计采用普

2、通对称式圆锥行星齿轮差速器。最后，对半轴的结构、支承形式，以及桥壳的形式与特点进行了分析设计。本次设计采用半浮式半轴与整体式驱动桥壳。在设计之后对以上的零件进行了强度的校核，并用AUTOCAD与SOLIDWORKS绘制了二维与三维的图纸。 关键词：驱动桥、主减速器、差速器、ATUOCAD、SOLIDWORKS第 43 页Transaxle of saloonABSTRACTWith the development of the automotive industry and vehicle technology to improve the design and manufacturing p

3、rocess of the drive axle are increasingly improved. Drive Axle and other automotive assembly, in addition to the widespread adoption of new technology in the structural design, the direction of development and production organizations increasingly toward standardization of parts, components universa

4、l product series professional goal. This manual, according to the given parameters, the first main gear box design. The structure of the main gear box, and the geometric dimensions of the design. The main gear box in the form of single-stage main gear box and two-stage main gear box. Final drive gea

5、r mainly in the form of spiral bevel gears, hypoid gears, cylindrical gears, worm and other forms. This design is integral single-stage main gear box, gear forms of hypoid gears. Secondly, in the form of differential selection, differential forms are divided into ordinary symmetric cone planetary ge

6、ar differential and limited slip differential two. The design uses a common symmetric cone planetary gear differential. Finally, on the structure of the axle, supporting forms, and the axle housing forms and characteristics of the analysis and design. The design uses a full floating axle shaft beari

7、ng and the overall drive axle housing.After finishing the whole design,I use AUTOCAD and SOLIDWORKS to draw 2-D and 3-D pictures. Keywords: Drive axle、Main reducer、Differential、AUTOCAD、SOLIDWORKS目录1章 绪论1 1.1 概述1 1.2 驱动桥设计与分析的理论研究现状1 1.3 设计驱动桥是应满足如下要求22章 驱动桥结构方案的选定2 2.1 主减速器的结构形式33章 主减速器的设计3 3.1 主减速器

8、的结构形式3 3.2 主减速器的类型3 3.3 主减速器主、从动斜齿圆柱齿轮的支承形式4 3.4 主减速器的基本参数选择与计算4 3.4.1 主减速器主减速比的确定5 3.4.2 主减速器齿轮计算载荷的确定5 3.4.3 驱动桥的离地间隙8 3.5 主减速器渐开线斜齿圆柱齿轮设计计算表8 3.6 主减速器的齿轮材料及其热处理13 3.7 主减速器轴承的计算13 3.7.1 作用在主减速器主动齿轮上的力15 3.7.2 主减速器轴承载荷的计算和校核174章 差速器设计19 4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理19 4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构20 4.3 对称式圆锥行星齿轮差速器

9、的设计21 4.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择21 4.3.2 差速器齿轮的几何计算22 4.3.3 差速器齿轮的强度校核255章 半轴的设计26 5.1 半轴的型式26 5.2 半轴的设计计算27 5.3 三种可能工况28 5.4 半浮式半轴计算载荷的确定29 5.5 半轴的结构设计及材料与热处理306章 万向节设计1 6.1 万向节结构选择31 6.2 万向节的材料及热处理317章 驱动桥壳设计31 7.1 驱动桥壳的选型32 7.2 桥壳的静弯曲应力计算32 7.3 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算33 7.4 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算337.5 汽车紧急制动时的桥

10、壳强度计算34总结36参考文献37附件清单38致谢391章 绪 论1.1 概述 位于汽车传动系的端部的驱动桥，具有降低速度并增加扭矩的功能，并且将扭矩合理地分配来驱动左与右驱动轮，从而使左，右驱动轮可以有汽车行驶运动学理论上可达到的差速功能。同时，驱动桥还从路，车框以及承担它们之间的垂直力、侧向力与纵向力。一般理论中提到的汽车布局，大部分都是主传动器（也称为主减速器），差速器，驱动齿轮与桥壳等配件。在日常中，车辆的驱动桥与驱动器悬挂方式的结构形式是紧密联系在一起的。例如，在大多数商用车辆与客车的部分，将采用非独立车轮悬架形式的非断开式驱动桥结构。当驱动轮采用独立悬挂的形式时，为了获得良好的性能

11、，通常会使用断开式驱动桥。其主要职责是从发动机提供汽车传动功率，从而满足汽车的一般需求。因此，机械驱动汽车在正常情况下的结构中，单一的传动装置与发动机的性能不能完全解决要求与带来结构及驱动布局上的冲突与缺陷。这是因为一个相当大部分的发动机是纵向设置，并能够传递扭矩到左与右驱动轮，它必须通过主减速器来驱动，以改变扭矩传动的方向，并且，有驱动所述差速器的轮轴向制剂与差问题之间的左，右车轮的驱动扭矩。变速器的主要任务是通过齿轮的选择为当前行驶状况与各种数量的传动比，使发动机的转速 - 转矩特性能够满足汽车动力，经济性能根据不同的行驶阻力的需求，并驱动桥主减速器（有时还有轮边减速器）的功能是，当传输进

12、行时，汽车在最高档位或超速档时具有良好的牵引力，卓越的最高速度与出色的燃油经济性。为此，原本直接经由变速器，动力传递轴输送，改变后的是从主齿轮轴再到驱动车轴从而提高转矩极限速度。因此，为了合理设计汽车变速器，首先要准确，恰当地选择整体齿轮比，它是更合理地分配给传动与驱动桥。后者的减速比被称为主减速比。当变速箱处于最高档位，该车的动力与燃油经济性主要取决于主传动比。根据汽车的工作环境与发动机，变速箱，轮胎等，当汽车的整体设计布局，选择最合适的传动比，以保证汽车具有良好的动力性与燃油经济性的参数。由于相对增加发动机动力，跌幅逐步改善汽车的品质与道路状况，主减速比往下降的趋势。既要满足人们对高速行驶

13、的需求，而且在日常驾驶速度范围内主要的齿轮比选择间隔使发动机转速下降，减少燃料消耗，提高了发动机寿命，降低了噪音与振动并且提高性能。1.2驱动桥设计与分析的理论研究现状 随着技术的开展及完成测试，采用新的测试技术与各种新设备，开展合理的驱动桥设计过程的科学实验，因此在产品结构性质与零件的强度进行寿命试验，并大量运用现代数学物理分析，在该产品及其零部件的进行装配综合分析与研究，从而使驱动桥设计上升到新的水平方向即开发实验与理论分析。1.3设计驱动桥时应当满足如下基本要求 1）在理论上，具有最佳的动力与燃油经济性为前提，选择合适的传动比。 2）通过保证有足够的离地间隙为前提，降低汽车整体尺寸性，以

14、满足要求。 3）降低噪音，同时使光滑齿轮等传动部件的正常工作。 4）在负荷与转速条件的变化比较频繁的环境下使得传送效率比较高。 5）保证拥有足够的强度与刚度可以承受与传递作用于路面与车架或车身的各种力与力矩的条件下，并尽量减少质量，尤其是簧下质量，造成路面不平削减的冲击载荷，提高了车辆的乘坐舒适性。 6）确保维护，优化结构的前提下，能够调整方便，提高加工技术。2章 驱动桥结构方案的选定2.1结构方案分析本设计的课题是轿车驱动桥设计。目前，一般设计使用的轿车布局类型大多是发动机前置前轮驱动形式，而后轮驱动大多是豪华轿车基于动力与舒适性方面的考虑的。首先，在汽车驱动桥主要特点是：动力是通过传动轴的

15、传输从而减速增矩后驱动车轮转动，由于设计的是日常家庭用车驱动桥，设计要求，通常采用了开放式的驱动桥及独立悬架，提高了汽车的驾驶操控及稳定性，并拥有良好通过性。由于其分段的轴，不具有刚性整体壳体或梁，因此他们进行相对彼此运动。由分段的驱动桥，通过铰链连接，使车轮可以独立地互相相对的被驱动至框架或托架向上与向下摆动。总之，本设计选择中的结构是可断开驱动桥的形式。虽然分离式驱动桥结构较复杂，成本较高，但会增加离地间隙，减少了非簧载质量，良好的驾乘舒适性，提高平均速度;减少移动的动态负载交往过程中，提高了使用的寿命;因为与地面与形式的接触驱动轮能够很好地适应各种地形，极大地提升了能力，车轮防滑;合理的

16、独立悬挂设计为导向的组织相匹配，是为了配合汽车的转向不足的影响，从而提高操纵稳定性。3章 主减速器设计3.1 主减速器的结构形式 选择主减速器其主要区别是齿轮的类型，不同布局方案的驱动齿轮与从动齿轮的齿轮的结构类型也会不同。 减速模式影响的主要因素，不同类型的车，离地间隙，使用条件，布局与驱动桥数量，以及主驱动桥齿轮比，它的大小会影响汽车的动力性与经济性。设计应最大限度满足如下基本要求： 1）在理论上，具有最佳的动力与燃油经济性为前提，选择合适的传动比。 2）通过保证有足够的离地间隙为前提，降低汽车整体尺寸性，以满足要求。 3）降低噪音，同时使光滑齿轮等传动部件的正常工作。 4）在负荷与转速条

17、件的变化比较频繁的环境下使得传送效率比较高。 5）保证拥有足够的强度与刚度可以承受与传递作用于路面与车架或车身的各种力与力矩的条件下，并尽量减少质量，尤其是簧下质量，造成路面不平削减的冲击载荷，提高了车辆的乘坐舒适性。 6）确保维护，优化结构的前提下，能够调整方便，提高加工技术。3.2 主减速器的类型由最终传动比，驱动桥格式分为多种结构，有三种基本形式如下： 1）中央单级减速。这时最简单的结构，减速机与小质量好，体积小，成本低的制造，是最基本驱动桥，它被广泛应用在主传动比的汽车。因为乘用车的主减速比一般在，所以主传动比较小，就应尽可能采用中央单级减速驱动桥。 2）中央双级减速终传动。由于该中心

18、的桥梁是双级减速而在中央单级比例超过一定值或牵引的总质量较大，同时，两级减速桥一般不作为基本类型的驱动桥开发的，通常被认为是为了一个特例的驱动桥而得来。 3）中央单级、轮边减速器。 其中，中央单级主齿轮广泛应用于轿车。它具有以下优点： 1）结构与制造工艺简单，成本低，广泛用于传输比较小的乘用车上; 2）前置发动机前轮驱动，需要一个相对简单的驱动桥，简化结构; 3）随着道路条件的改善，特别是高速公路的迅速发展，降低了汽车行驶过程中对汽车通过性的要求。 4）与驱动桥带轮边减速器的相比，产品结构的简化，提高单级减速驱动桥机械传动效率，降低脆弱性与提高可靠性。按主要类型齿轮减速器，主减速器可分为：螺旋

19、锥齿轮，准双曲面齿轮，圆柱齿轮，蜗轮蜗杆四种不同的传动形式。由于思迪1.5AT的轿车的发动机采用的是横向前置形式，又采用横置式变速器，所以动力输出的方向正好平行于前桥轴线的方向。因此，此设计不必采用圆锥齿轮的传动形式来改变动力旋转的方向，采用斜齿圆柱齿轮传动就可以基本满足。3.3 主减速器主、从动斜齿圆柱齿轮的支承形式现代汽车渐开式圆柱斜齿轮的支承型式有以下两种：1) 悬臂式：齿轮以其轮齿悬臂式地支承一对轴承的外侧于大端一侧的轴颈；2) 骑马式：以轴承支承齿轮前后两端的轴颈，故又称为“两端支承式”。要使主减速器良好工作，必须保证主、从动锥齿轮的良好啮合。齿轮的啮合状况，除与齿轮的加工质量，齿轮

20、的装配调整以及轴承、主减速器壳体的刚度有关外，还与齿轮的支撑形式有关。主动锥齿轮的支撑形式有悬臂式与跨置式两种。从动锥齿轮的支撑刚度与轴承的形式、支撑间的距离及载荷在支撑之间的分配比例有关。从动锥齿轮多采用圆锥滚子轴承支撑。本设计采用的是广汽本田思迪车型，主动锥齿轮的支撑方式采用悬臂式，而从动锥齿轮采用的使圆锥滚子轴承支撑。3.4 主减速器的基本参数选择与计算3.4.1 主减速比的确定变速器处于最高档位时汽车的动力性与燃料经济性以及主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量取决于主减速比的大小。而在汽车总体设计时，主减速比与传动系的总传动比一起由汽车的整车动力计算来确定。由于发动机的工作环境不同，汽车

21、传动系的传动比可以采用优化设计，用发动机参数匹配出最优的传动系的传动比及主减速比，进而获得最佳的动力性与燃料经济性。对于具有较大储备功率的轿车、客车与长途公共汽车，特别是对竞赛汽车，在给定发动机最大功率的情况下，所选择的值应能保证这些汽车有理论上的最高车速。这时值就按下式来确定： （3.1）式中，车轮的滚动半径，； 最大功率时发动机的转速，； 汽车的最高车速，取； 变速器最高挡传动比，通常为1。查阅思迪轿车的有关资料得：轮胎类型与规格：其中：185断面宽（断面宽约185mm）； 60扁平率（高宽比约为60%）； R轮胎结构记号（子午线结构）； 15表示适用轮辋直径轮辋直径；所以自由半径 在实际

22、分析中，有作动力学分析的静力半径与做运动学分析的，但是通常不计他们之间的差别，统称为车轮半径。确定得出主减速比。3.4.2 主减速器齿轮计算载荷的确定在实际生活中，由于各种不同因素的影响下，无法完全计算出主减速器齿轮所承受的载荷。所以通常在设计中，将发动机最大转矩配以传动系统最低档传动比时、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（、）中的较小者，作为计算中用以验算主减速器从动齿轮所承受的最大应力的计算载荷。即 （3.2） （3.3）式中：发动机最大转矩，Nm； 由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比； 传动系上述传动部分的传动效率，取； 由于“猛接合”离

23、合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车与越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取；当性能系数时，可取 ，或由实验决定； 该汽车的驱动桥数目； 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷（对于驱动桥来说，应考虑到汽车最大加速时的负荷增大量），N； 汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，乘用车：，商用车：； 轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取；对于越野汽车，取；对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取； 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与减速比（例如轮边减速器）。其中查资料的由后式计算可得；由于该车只有一个驱

24、动桥，所以；由数据可得，满载质量；又因为汽车前置前驱切满载时前轴承受，这里取 ，所以；由于该轿车是安装为一般斜交轮胎公路用车，所以；查资料得：；由于该车无轮边加速器，所以；最后可得：上两式求得的计算载荷是理论上的最大转矩，而在实际计算中，并不是正常持续转矩，不能用来作为疲劳损伤的依据。依据各个汽车类型不同，又有情况多变的行驶工况中，乘用车在高速轻载条件下工作，而越野车与矿用汽车则常在高负荷低车速条件下工作，没有一条简单的公式可算出正常持续使用过程中汽车的实际转矩。但相对公路车辆来说，因为使用环境与条件较为稳定，可以通过所谓平均牵引力的值确定正常持续转矩，即主减速器从动齿轮上的平均计算转矩为 （

25、3.4）式中，汽车总重量，； 为挂车总质量，若无为0,； 车轮的滚动半径，； 道路滚动阻力系数，计算时对于轿车可取0.0100.015；对于载货汽车可取0.0150.020；对城越野汽车可取0.0200.035； 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常对轿车取0.08；对载货汽车与城市公共汽车取0.050.09；对长途公共汽车取0.060.10；对越野汽车取0.090.30； 汽车或汽车列车的性能系数： （3.5） 当时，取；、与等见前面的说明。已知思迪数据，满载质量；由于是轿车所以；所以；3.4.3 驱动桥的离地间隙由于本设计为轿车驱动桥设计，且采用广汽本田思迪车型，所以并且经由数据查表得离

26、地间隙为150mm。3.5主减速器渐开线斜齿圆柱齿轮设计计算表表3.1斜齿轮设计计算表格项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1选齿轮精度等级查10选用7级精度级72材料选择查14续表3.1-209大齿轮、小齿轮均选用结构钢（淬火+回火+渗碳处理）硬度为大齿轮、小齿轮均为3选择齿数Z取则取；个 4选取螺旋角取度5按齿面接触强度设计（1）试选取(2)区域系数ZH由10图10-30（3）由10图10-26查(4)计算小齿轮传递的转矩由上计算可知Nmm(5)齿宽系数d由10表10-7(6)材料的弹性影响系数由10表10-6(7) 齿轮接触疲劳强度极限由10图10-21c由10图10-2

27、1d （8）应力循环次数由10式10-13 （9）接触疲劳强度寿命系数由10图10-19（10）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为，由10式10-12得（11）试算小齿轮分度圆直径按10式（1021）试算mm（12）计算圆周速度m/s（13）计算齿宽mm（14）模数度（15）计算纵向重合度 （16）计算载荷系数K由10表10-2查得使用系数根据，7级精度，由10图10-8查得动载荷系数由10表10-4查得由10图10-13查得假定，由10表10-3查得故载荷系（17）按实际的载荷系数校正分度圆直径由10式10-10（18）计算模数mm6按齿根弯曲强度设计（1）计算载荷系数K（2）

28、螺旋角影响系数根据纵向重合度，从10图10-28可得（3）计算当量齿数ZV（4）齿形系数由10表10-5，（5）应力校正系数由10表10-5，（6）齿轮的弯曲疲劳强度极限由10图10-20b（7）弯曲疲劳强度寿命系数由10图10-18利用插值法可得（8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，由式10-12得 （9）计算大小齿轮的并加以比较结论：大齿轮的系数较大，以大齿轮的计算（10）齿根弯曲强度设计计算由1式10-17mm结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径

29、来计算应有的齿数。于是由取，则取3几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为149mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。度（3）计算齿轮的分度圆直径mm（4）计算齿轮的齿根圆直径mm（5）计算齿轮宽度B圆整后取：mm（6）验算；所以合适3.6 主减速器的齿轮材料及其热处理驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系的其它齿轮相比，具有载荷大，作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损与擦伤等。根据这些情况，对于驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：具有较高的表面接触疲劳强度与疲劳弯曲强度，以及齿表面应有高的

30、硬度，故会有较好的齿面耐磨性；轮齿心部应有适当的韧性可以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下使得轮齿根部折断；切削与热处理、钢材的锻造等加工性能良好，易于控制热处理过程变形小或变形规律，以减少生产成本、缩短制造时间、提高产品的质量并降低废品率；以适合我国的情况为前提去选择齿轮材料的合金元素。汽车差速器用的直齿锥齿轮以及主减速器用的渐开线斜齿圆柱齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。在此，本设计中齿轮所采用的钢为20CrMnTi即渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火等过程后，轮齿表面硬度将达到5862HRC，而心部硬度较低，当端面模数8时，为2945HRC。由于刚装上去的新齿轮会引起接触与润滑不良，为

31、了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤等现象，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）等过程后均予与厚度0.0050.0100.020mm的磷化或镀铜、镀锡等处理。这种表面将不用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑的过程。进行喷丸处理的齿面有可能提高25的使用寿命。而对于滑动速度高的齿轮，可以进行渗硫处理去提高其耐磨性，。因为渗硫处理时温度低，所以不引起齿轮变形。在渗硫过程后摩擦系数可以显著降低，即使润滑条件较差，也会防止胶合、擦伤与齿轮咬死等现象产生。3.7 主减速器轴承的计算 在主减速器的设计中，轴承的计算主要是计算轴承的寿命。在一般设计中，通常是

32、先在主减速器的结构尺寸基础上初步选定轴承的型号，然后去验算轴承寿命。因为影响主减速器轴承使用寿命的外因大多是它的工作载荷与工作条件，所以在验算轴承寿命之前，先求出作用在齿轮上的径向力、轴向力，接着再求出轴承反力，进而以确定轴承载荷。3.7.1 作用在主减速器主动齿轮上的力在一般斜齿轮的传动中，作用于齿面上的法向载荷仍垂直于齿面。如图3.1所示，作用于主动轮上的是位于法面内，且与节圆柱的切面倾斜向一法向啮合角 。而力将沿齿轮的周向、轴向及径向分解为三个相互垂直的分力。图3.1 斜齿轮的轮齿受力分析所以在计算作用在齿轮的圆周力之前，首先需要确定计算转矩。在汽车行驶过程中，因为变速器挡位的改变，并且

33、发动机也不全处于最大转矩状态，所以主减速器齿轮的工作转矩是频繁变化的。经由实践表明，轴承的主要损坏形式是疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩量进行计算。所以作用在主减速器主动斜齿轮上的当量转矩可按下式计算的： （3.6）式中：发动机最大转矩，在此取143； 变速器在各挡的使用率，可参考表3.1选取； 变速器各挡的传动比； 变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表3.1选取；表3.1 及的参考值经计算，主动斜齿轮各力的大小为： （3.7）式中：节圆螺旋角,对标准斜齿轮即分度圆螺旋角，取为； 啮合平面的螺旋角,亦即基圆螺旋角，取为； 法向压力角，取为；端面压力角，取为； 分度圆直径，取为； 所以：圆周

34、力 径向力 轴向力 法向载荷从动轮轮齿上的载荷可分解为，与三个力，二它们分别与主动轮上的各力大小相等且方向相反。3.7.2 主减速器轴承载荷的计算与校核轴承的轴向载荷即上述的齿轮的轴向力。如果采用圆锥滚子轴承作支承的同时，还应考虑径向力所引起的派生轴向力影响。而轴承的径向载荷，则是上述齿轮的径向力、轴向力及圆周力这三者所引起的共同轴承径向支承反力的向量与。当主减速器的齿轮尺寸，轴承位置与支承形式已确定，则可计算出轴承的理论径向载荷。而由于本设计是广本思迪车型为基础,在设计变速器时已经考虑到，它主动齿轮的轴承安装于变速器的输出轴上，所以我们只要校核从动此轮的轴承就可以了。1、轴承的选择:选择轴承

35、为一对30209轴承，校核轴承，本设计中轴承使用寿命为10年，每年按365天，一天按5个小时算。2根据滚动轴承型号，查出与。3、校核轴承是否满足工作要求: （1）求轴承径向支反力、a、垂直平面支反力、b、水平面支反力、c、合成支反力、 （2）求两端面轴承的派生轴向力、 （3）确定轴承的轴向载荷、 （5）计算轴承的当量载荷、因为，查10表13-5、13-6 ：所以：（6）校核所选轴承 由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承2计算，滚子轴承的，查10表13-6取冲击载荷系数 ，查10表13-4取温度系数，计算轴承工作寿命：结论：此轴承合格4章 差速器设计汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时

36、间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率与燃料的消耗，而且可能导致转向与操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足

37、了汽车行驶运动学要求。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。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。1 4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图4.1 差速器差速原理 如图4.1所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳3与行星齿轮轴5连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮6固连在一起，固为主动件，设其角速度为；半轴齿轮1与2为从动件，其角速度为与。A、B两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1与2的啮合点。行星齿轮的中心点为C，A、B、C三点到差速器旋转轴线的距离均为。 当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处

38、在同一半径上的A、B、C三点的圆周速度都相等（图4.1），其值为。于是=，即差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度自转时（图），啮合点A的圆周速度为=+，啮合点B的圆周速度为=-。于是即 + =2 （4.1） 若角速度以每分钟转数表示，则 （4.2）式（4.2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之与等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。由式（4.2）还可以得知

39、：当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时），若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构普通的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4.2所示。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 图4.2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器4.3

40、对称式圆锥行星齿轮差速器的设计由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。4.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择1、行星齿轮数目的选择 载货汽车采用4个行星齿轮,轿车常用两个齿轮,在此取2个齿轮 2、行星齿轮球面半径的确定 圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径，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距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。 球面半径可按如下的经验公式确定： (4.3) 式中：行星齿轮球面半径系数，可取2.5

41、22.99，对于有4个行星齿轮的载货汽车取小值；对于有两个行星齿轮的轿车以及所有的越野汽车取最大值,在这里取； T计算转矩，由上面计算载荷最小值可得，；根据上式 所以预选其节锥距3、行星齿轮与半轴齿轮的选择为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少。但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用1425，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。 差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数，之与必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布

42、于半轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为： （4.4）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；在此行星齿轮，半轴齿轮。即可满足上述要求。4、差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角， 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m 由于强度的要求在此取得 5、压力角目前，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。最小齿数可减少到10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为20的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。在此选的压力角。6、行星齿轮安装孔的直径及其深度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： （4.5）式中，差速器传递的转矩，在此取：； 行星齿轮的数目；在此为； 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm，；为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而； 支承面的许用挤压应力，在此取根据上式 4.3.2 差速器齿轮的几何计算表4.1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数，应尽量取最小值2半轴齿轮齿数，且需满足式（3-4）3模数4齿面宽5