汽車設計課程設計報告書

1、一、課程設計目的1二、課程設計內(nèi)容1三、驅(qū)動橋設計基本要求1四、驅(qū)動橋設計步驟1五、驅(qū)動橋設計方案分析1（一）驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)方案的選定1.（二）主減速器結(jié)構(gòu)形式的選擇2-（三）差速器形式選擇2（四）車輪傳動裝置形式選擇3-（五）驅(qū)動橋殼設計3六、驅(qū)動橋設計數(shù)據(jù)及結(jié)果分析3（一）主減速器的設計分析及計算3-（二）差速器的設計分析及計算9-（三）車輪傳動裝置分析及計算12七、驅(qū)動橋設計數(shù)據(jù)校核15（一）校核主減速器校核齒面的接觸強度15（二）差速器齒輪彎曲應力校核16-八、總結(jié)及心得體會16九、主要參考書17一、課程設計目的汽車設計課程設計是車輛工程專業(yè)的實踐性教學環(huán)節(jié)，其目的是使學生在對汽車性能和基

2、本結(jié)構(gòu)知識有較系統(tǒng)了解的基礎上，學習運用現(xiàn)代汽車設計方法，掌握先進汽車設計技術(shù)，從而達到基本具備分析和解決該領(lǐng)域問題的能力，并能系統(tǒng)的掌握汽車零部件設計的方法和步驟。通過本次課程設計（驅(qū)動橋的設計）了解驅(qū)動橋的組成，熟練掌握驅(qū)動橋設計過程中各種方案的選擇標準，將理論與實際相結(jié)合，在實踐中檢驗理論，并理解驅(qū)動橋的設計方法。二、課程設計內(nèi)容驅(qū)動橋位丁傳動系末端，其基本功用首先是增扭、降速，改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，并將轉(zhuǎn)矩合理地分配給左、右驅(qū)動車輪；其次，驅(qū)動橋還要承受作用丁路面和車架或車身之間的垂直力、縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩等，驅(qū)動橋一般由主減

3、速器、差速器、車輪傳動裝置和橋殼等組成，轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋還有等速萬向節(jié)。驅(qū)動橋設計內(nèi)容包括：驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)方案的選定、主減速器、差速器、傳動裝置、驅(qū)動橋殼分析及計算、萬向節(jié)設計、轉(zhuǎn)向結(jié)設計。三、驅(qū)動橋設計基本要求（一）選擇適當?shù)闹鳒p速比，以保證汽車在給定條件下具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟性。（二）輪廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性要求。（三）齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。（四）在各種載荷和轉(zhuǎn)速工況下有高的傳動效率。（五）具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用丁路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下,盡可能降低質(zhì)量,尤其是黃下質(zhì)量,以減小不平路面的沖擊載荷，提高汽車行駛平順性。（

4、六）與懸架導向機構(gòu)運動協(xié)調(diào)；對丁轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，還應與轉(zhuǎn)向機構(gòu)運動協(xié)調(diào)。（七）結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調(diào)整方便。四、驅(qū)動橋設計步驟（一）初步確定設計目標，如驅(qū)動橋的類型、主減速器形式、差速器形式、車輪傳動裝置形式等的選擇；（二）主減速器的設計分析及計算；（三）差速器的設計分析及計算；（四）車輪傳動裝置分析及計算；五、驅(qū)動橋設計方案分析（一）驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)方案的選定根據(jù)已知數(shù)據(jù)分析，該驅(qū)動橋為乘用車驅(qū)動橋。根據(jù)發(fā)動機位置和驅(qū)動形式，該驅(qū)動橋為轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋。首先轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋在轎車中是指具有轉(zhuǎn)向功能的驅(qū)動橋。其主要功能有：一是把變速器傳出的功率經(jīng)其減速后傳遞給車輪使車輪轉(zhuǎn)動；二是通過轉(zhuǎn)向器把方向

5、盤所受的轉(zhuǎn)矩傳遞給轉(zhuǎn)向桿從而使車輪轉(zhuǎn)向。由丁要求設計的是乘用車的前驅(qū)動橋，要設計這樣一個級別的驅(qū)動橋，一般選用斷開式驅(qū)動橋以與獨立懸架相適應。該種形式的驅(qū)動橋沒有一個連接左右驅(qū)動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅(qū)動橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運動，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它乂總是與獨立懸掛相匹配，故乂稱為獨立懸架驅(qū)動橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯(lián)。主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅(qū)動車輪傳動裝置的質(zhì)量均為簧上質(zhì)量。兩側(cè)的驅(qū)動車輪由丁采用獨立懸架則可以彼此獨立地相對丁車架或車廂作上下擺動，相應地就要求驅(qū)動車輪的傳動裝置及其外殼或套

6、管作相應擺動。綜上所述，本設計選擇斷開式驅(qū)動橋的形式。斷開式驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)復雜，成本較高，但它大大增加了離地間隙；減小了黃下質(zhì)量，從而改善了行駛平順性，提高了汽車的平均車速；減小了汽車在行駛時作用丁車輪和車橋上的動載荷，提高了零部件的使用壽命；由丁驅(qū)動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性較好，大大增加了車輪的抗側(cè)滑能力；與之相配合的獨立懸架導向機構(gòu)設計得合理，可增中汽車的不足轉(zhuǎn)向效應，提高汽車的操縱穩(wěn)定性。(二) 主減速器結(jié)構(gòu)形式的選擇1. 主減速器選用單級減速器中央單級減速器是驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)中最為簡單的一種，具有質(zhì)量小、尺寸緊湊、制造成本低等優(yōu)點，是驅(qū)動橋的基本形式，因而廣泛用丁主傳動比i。主7

7、的汽車上。因為乘用車一般i°=34.5，所以在主傳動比較小的情況下，應盡量采用中央單級減速驅(qū)動橋。中央單級主減速器優(yōu)點如下：(1) 結(jié)構(gòu)最簡單，制造工藝簡單，成本較低，是驅(qū)動橋的基本類型，在傳動比較小的乘用車應用廣泛；(2) 乘用車發(fā)動機前置前驅(qū)，使得驅(qū)動橋的布置形式要求簡單，而且結(jié)構(gòu)緊湊；(3) 隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，汽車使用條件對汽車通過性的要求降低。(4) 與帶輪邊減速器的驅(qū)動橋相比，由丁產(chǎn)品結(jié)構(gòu)簡化，單級減速驅(qū)動橋機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性提高。2. 齒輪類型選擇弧形錐齒輪傳動由丁發(fā)動機采用的是縱置的形式，變速器采用橫置式，所以動力輸出的方向

8、與前橋軸線的方向垂直。因此，此設計采用圓柱齒輪傳動就可以滿足要求。3. 主、從動齒輪支撐形承形式選擇跨置式支承采用跨置式支承結(jié)構(gòu)，可以使剛度大為增加，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小，由丁結(jié)構(gòu)的原因，主減速器的小斜齒輪采用跨置式安裝，而主減速器的大齒輪也采用跨置式安裝。(三) 差速器形式選擇汽車在行使過程中，左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往是不相等的，左右兩輪胎內(nèi)的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的負荷不均勻而引起車輪滾動半徑不相等；左右兩輪接觸的路面條件不同，行使阻力不等等。這樣，如果驅(qū)動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉(zhuǎn)彎行使或直線行使，均會引起車輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)，一方面會加劇輪

9、胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面會使轉(zhuǎn)向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。為此，在驅(qū)動橋的左右車輪間都裝有輪間差速器。差速器是個差速傳動機構(gòu)，用來在兩輸出軸間分配轉(zhuǎn)矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉(zhuǎn)動，用來保證各驅(qū)動輪在各種運動條件下的動力傳遞，避免輪胎與地面間打滑。差速器按其結(jié)構(gòu)特征可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。1. 差速器選擇對稱錐齒輪式差速器汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量較小等優(yōu)點，應用廣泛。它可分為普通錐齒輪式差速器、摩擦片式差速器和強制鎖止式差速器。普通錐齒輪式差速器的傳動機構(gòu)為錐齒輪。2. 錐齒輪式差速器齒輪設計及參數(shù)選擇由

10、丁在差速器殼上裝著主減速器的從動齒輪，所以在確定主減速器從動尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器殼的輪廓尺寸也受到主減速器從動齒輪軸承支座及主動齒輪導向軸承支座的限制。選擇4個行星齒輪結(jié)構(gòu)。（五）車輪傳動裝置形式選擇驅(qū)動車輪的傳動裝置位丁汽車傳動系的末端，其功用是將轉(zhuǎn)矩由差速器半軸齒輪傳給驅(qū)動車輪。在斷開式驅(qū)動橋和轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋中，驅(qū)動車輪的傳動裝置包括半軸和萬向節(jié)傳動裝置且多采用等速萬向節(jié)。1. 半軸選用半浮式半軸結(jié)構(gòu)半浮式半軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外，還要承受車輪傳來的彎矩。由此可見，半浮式半軸所承受的載荷較復雜，但它具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)點，故被質(zhì)量較小、使用條件較好、承載負荷也不大

11、的乘用車采用。（五）驅(qū)動橋殼設計驅(qū)動橋橋殼是汽車上的主要零件之一，非斷開式驅(qū)動橋的橋殼起著支承汽車荷重的作用，并將載荷傳給車輪.作用在驅(qū)動車輪上的牽引力，制動力、側(cè)向力和垂向力也是經(jīng)過橋殼傳到懸架及車架或車廂上。因此橋殼既是承載件乂是傳力件，同時它乂是主減速器、差速器及驅(qū)動車輪傳動裝置（如半軸）的外殼。在汽車行駛過程中，橋殼承受繁重的載荷，設計時必須考慮在動載荷下橋殼有足夠的強度和剛度。為了減小汽車的黃下質(zhì)量以利丁降低動載荷、提高汽車的行駛平順性，在保證強度和剛度的前提下應力求減小橋殼的質(zhì)量.橋殼還應結(jié)構(gòu)簡單、制造方便以利丁降低成本。其結(jié)構(gòu)還應保證主減速器的拆裝、調(diào)整、維修和保養(yǎng)方便。在選擇橋

12、殼的結(jié)構(gòu)型式時，還應考慮汽車的類型、使用要求、制造條件、材料供應等。1.驅(qū)動橋殼選用組合式橋殼組合式橋殼從動齒輪軸承的支承剛度較好，主減速器的裝配、調(diào)整比可分式橋殼方便，然而要求有較高的加工精度，常用丁轎車、輕型貨車中。六、驅(qū)動橋設計數(shù)據(jù)及結(jié)果分析（一）主減速器的設計分析及計算1.主減速比姑的確定主減速比io的大小對主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量以及變速器處丁最高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟性都有直接的影響。主減速比io的選擇，應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比（包括變速器、分動器和取力器、驅(qū)動橋等傳動裝置的傳動比）一起由汽車的整車動力計算來確定。由丁發(fā)動機的工作條件和汽車傳動系的傳動比

13、（包括主減速比）有關(guān)，可以采用優(yōu)化設計方法對發(fā)動機參數(shù)與傳動系的傳動比及主減速比i0進行最優(yōu)匹配，以使汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。對丁具有很大功率儲備的轎車、客車、長途公共汽車，尤其是對競賽汽車來說，在給定發(fā)動機最大功率Pemax的情況下,所選擇的i°值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速Vamax。這時i°值就按下式來確定：i0=0.377rnpVamaxigh式中：rr車輪的滾動半徑，m;np最大功率時發(fā)動機的轉(zhuǎn)速，r/min；Vamax汽車的最高車速，km/h；igh變速器最高擋傳動比，通常為1。由已知數(shù)據(jù)得：車輪滾動半徑為0.3m,最高車速為150km/h查資

14、料得：最大功率時發(fā)動機的轉(zhuǎn)速為：np=（50006200）rpm暫取np=5000rpmHA八卜./曰rrnp0.3'5000crr帶入公式61得：i°=0.377x=0.377=3.77Vamaxigh15012. 主減速器齒輪強度計算由丁汽車行駛時傳動系載荷的不穩(wěn)定性，因此要準確地算出主減速器齒輪的計算載荷是比較困難的。通常是將發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低擋傳動比時和驅(qū)動車輪在良好路面上開始滑轉(zhuǎn)時這兩種情況下作用在主減速器從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩（Tje、TjCp）的較小TemaxiTL者，作為強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷,即：Tje2)G2FTj=-LB

15、：LB3)式中:Temax-發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，Nm;iTL由發(fā)動機至所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比%傳動系上述傳動部分的傳動效率，取=0.9;K0由丁猛接合”離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù)，對丁一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動及自動變速器的各類汽車取K°=1;當性能系數(shù)fpA0時，可取K°=2,或由實驗決定；n該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目；G2汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷（對丁驅(qū)動橋來說，應考慮到汽車最大加速時的負荷增大量），N;中一一輪胎對地面的附著系數(shù)，對丁安裝一般輪胎的公路用汽車，取中=0.85;對丁越野汽車，取中=1.0;對丁安裝專門

16、的防滑寬輪胎的高級轎車，計算時可取甲=1.25;rr車輪的滾動半徑，m；LB,1LBLB,iLB分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動橋之間的傳動效率和傳動比（例如輪邊減速等）查資料得：Temax=250NmiTL=3.4673.778=13.77792T=0.9由后面式（3-5）計算得fp0,故：K0=2由丁該轎車只有一個驅(qū)動橋則：n=1由后面計算得：汽車滿載有總重量為Ga=191510=19150Kg,查參考文獻1汽車軸荷分配中乘用車發(fā)動機前置前驅(qū)滿載時前軸分配為47%60%。本設計中取58%,G2=19150X0.58=11107N由丁該轎車是安裝一般輪胎的公路用汽車,貝肚平=0.85由

17、上面計算可得：rr=0.32145m由經(jīng)驗得：聽lb=0.96由丁該轎車無輪邊減速器，貝U：iLB=1將上述參數(shù)值代入公式（62）、（63）中計算得：Tje=TemaxiTLK0Y1/=250尺13.77792乂2乂0.羿=6200NmG2rr111070.850.32145丁侔=嘰=096勺=3161.2NmG2rr111070.850.32145'=_=3161.2Nm汽車的類型很多，行駛工況乂非常復雜，轎車一般在高速輕載條件下工作，而礦用汽車和越野汽車則在高負荷低車速條件下工作,沒有簡單的公式可算出汽車的正常持續(xù)使用轉(zhuǎn)矩。但對丁公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉(zhuǎn)

18、矩根據(jù)所謂平均比牽引力的值來確定，即主減速器從動齒輪的平均計算轉(zhuǎn)矩Tm為.(GaGT)rTjm;iLBLBn(fR+fH+fp)Nm4)式中：Ga汽車滿載總重量，N；Gr所牽引的掛車的滿載總重量，N,但僅用丁牽引車的計算；rr車輪的滾動半徑，m；fR道路滾動阻力系數(shù)，計算時對丁轎車可取fR=0.0100.015;對丁載貨汽車可取0.0150.020;對城越野汽車可取0.0200.035;fH汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)，通常對轎車取0.08;對載貨汽車和城市公共汽車取0.050.09;對長途公共汽車取0.060.10;對越野汽車取0.090.30;fp汽車或汽車列車的性能系數(shù)：(6-5)1

19、6_0.19如9)1P100Temax當些5Ql!>16時，取fp=0Temax由參考文獻1得查得汽車總質(zhì)量ma的計算方法：乘用車的總質(zhì)量ma是指裝備齊全，并按規(guī)定裝滿客、貨時的整車質(zhì)量。乘用車的總質(zhì)量ma由整備質(zhì)量m°、乘員和駕駛員質(zhì)量以及乘員的行李質(zhì)量三部分組成。其中，乘員和駕駛員每人質(zhì)量按每人質(zhì)量按65kg計，丁是：ma=m065n該式中，n為包括駕駛員在內(nèi)的載客數(shù)；a為行李系數(shù)，可按參考文獻1表1-5提供的數(shù)據(jù)取用。已知數(shù)據(jù)：整車整備質(zhì)量為1020Kg；故ma=1020655105=1395Kg；即Ga=139510=13950Kg；由丁是轎車，所以Gr=0；由上得：L

20、=0.3；轎車選用fR=0.0100.015,取fR=0.0125；汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)，通常對轎車取fH=0.08;經(jīng)計算0.195(Ga"=14.937:：:16則按fp=i6一里翌Gq計算得：'100Temax一fp=16-0GGd=0.0i063100Temax把各參數(shù)代入式(3-4)中得到：Tjm(GaGt)rf-:(fRILBLBnKTiYfmn-INl'MdZi、-FP(6-,(191500)0.32145+fH+fp)=)(0.0125+0.08+0.01063)=661.3N-p10.961m3. 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇對一單級主減速

21、器，首先根據(jù)i°的大小選擇主減速器主、從動齒輪的齒數(shù)ZZ2。為了使磨合均勻，Zi,Z2之間應避免有公約數(shù)；為了得到理想的齒面重疊系數(shù)，其齒數(shù)之和對丁載貨汽車應不小丁40,對丁轎車應不小丁50。(1) 斜齒輪設計計算由丁齒輪轉(zhuǎn)速比較高，選用硬齒面。先按輪齒彎曲疲勞強度設計，再較核齒面接觸強度，其設計步驟如下：先選擇齒輪材料，確定許用應力：均選用20CrMnTi鋼滲碳淬火，硬度5662HRC。由參考文獻4圖5-32C查得彎曲疲勞極限應力=430MPa；由參考文獻4圖5-33C查得接觸疲勞極限應力肋=1500MPa；(2) 按輪齒彎曲疲勞強度設計由式參考文獻4中式(5-45b)知：6)1)

22、 確定輪齒的許用彎曲應力FP按參考文獻4(5-26)計算兩齒輪的許用彎曲應力fpi，aFP2(MPa)分別按下式確定FPFlimSFminYn(6-式中：Qflim試驗齒輪齒根的彎曲疲勞極限，查參考文獻4圖5-32;Yst試驗齒輪的應力修正系數(shù)，本書采用國家標準給定的<lFiim值計算時，Yst=2;Yn彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù)，一般取Yn=1。當考慮齒輪工作在有限壽命時,彎曲疲勞許用應力可以提高的系數(shù),查參考文獻4圖5-34;SFmin彎曲強度的最小安全系數(shù)。一般傳動取SFmin=1.31.5；重要傳動取SFmin=1.63.0；由上得：Flin=430MPa取Yst=2,Yn=1,

23、SFmin=1.8把各參數(shù)代入式（3-7）中得：二FlimYsT4302了FP=FlimstYn=1=477.7778MPaSFmin1.82）計算小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩TiTi=661.3/3.467=190.7413Nm3）選取載荷系數(shù)K因為是斜齒輪傳動，且加工精度為了7級，故K可選小些，取K=1.44）初步選定齒輪參數(shù)取Zi=23,Z2=iZi=3.64723=83.881.取Z2=84,5）齒寬系數(shù)d的選擇：d選大值時，可減小直徑，從而減小傳動的中心距，并在一定程度上減輕包括箱體在內(nèi)的整個傳動裝置的重量，但是卻增大了齒寬和軸向尺寸，增加了載荷分布的不均勻性。甲d的推薦值為：當為軟齒面時，齒輪

24、相對丁軸承對稱布置時，d=0.81.4;非對稱布置時,甲d=0.61.2;懸臂布置或開式傳動時,¥d=0.30.4。當為硬齒面時，上述平d值相應減小50%。取甲d=0.5,并取P=15"得到u=84/23=3.652。6）確定復合系數(shù)因兩輪所選材料及熱處理相同,則SP相同，故設計時按小齒輪的復合齒形系數(shù)Yfsi代入即可。而/=25.5209315Zv1=%os3廠由參考文獻4圖5-38查得Yfsi=4.18將上述參數(shù)代入式（3-6），得KT1YFS.1.4190.74134.18八mn=12412.432.56323mm."dZ*FP,0.5232477.7778

25、按參考文獻4表5-1取標準模數(shù)，取mn=3mm則中心距mn(Z1Z2)2cos:3(2384)2cos15=166.1618mm為了便丁加工和校驗，取中心距a=166.1618mm虹=mn(Z1D2a3(2384)2166.1618=0.9659故得到'=arccos(0.96559)=15.005727）計算其它幾何尺寸住=J3=71.4341mmcos：0.9659d2=384=260.8966mmcos：0.9659b2=Wdd=0.5*71.43597=35.71799mm取b2=36mmb1=b2+（510）mm=4146mm取b1=45mm（二）差速器的設計分析及計算1.差

26、速器齒輪的基本參數(shù)的計算（1）行星齒輪球面半徑Rb的確定圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)尺寸，通常取決丁行星齒輪背面的球面半徑Rb,它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上也代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，因此在一定程度上也表征了差速器的強度。球面半徑Rb可按如下的經(jīng)驗公式確定：Rb=KBt'T；mm(6-8)式中：Kb行星齒輪球面半徑系數(shù)，Rb=2.522.99,對丁有4個行星齒輪的轎車和公路載貨汽車取小值；對丁有2個行星齒輪的轎車以及所有的越野汽車和礦用汽車取大值；取Kb=2.52;Tj計算轉(zhuǎn)矩，取式(3-2)，式(3-3)計算值的較小值，Nm；取T許=3161.2Nm；RbHWTjmm=2.52k

27、W63=36.9843mm；差速器行星齒輪球面半徑Rb確定以后，可根據(jù)下式預選其節(jié)距Ao:Ao=(0.980.99)RBmm=36.2448236.61466mm取為36.4mm(2) 行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇為了獲得較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數(shù)盡量少，但一股不應少丁10。半軸齒輪的齒數(shù)采用1425。大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比在1.52的范圍內(nèi)。差速器的各個行星齒輪與2個半軸齒輪是同時嚙合的，因此在確定這兩種齒輪的齒數(shù)時，應考慮它們之間的裝配關(guān)系。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)Z2L、Z2R之和，必須能被行星齒輪的數(shù)目所整除，以便行

28、星齒輪能均勻地分布丁半軸齒輪的軸線周圍，否則差速器將無法安裝。即應滿足的安裝條件為(6-Z2LZ2R=I9)式(69)中：Z2L、Z2R左、右半軸齒輪的齒數(shù),對丁對稱式圓錐行星齒輪差速器來說，Z2L=Z2R；n行星齒輪的數(shù)目；I任意整數(shù)；,選定半軸齒輪齒數(shù)為由丁本設計選用的差速器為對稱式圓錐行星齒輪差速器Z2L=Z2r=16,行星齒輪數(shù)目n=4，行星齒輪齒數(shù)為10。(3) 差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角：Zi七=arctan亍=32.00538。；&=arctan孕=57.99462°式中：Zi,Z2分別為行星齒輪和半軸齒

29、輪齒數(shù)再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)m:2Ao£sin12A0=sin2=3.858392Z2考慮到差速齒輪彎曲應力的校核，取m=5.5求出模數(shù)m后，節(jié)圓直徑d即可根據(jù)齒數(shù)z及模數(shù)m由下式求得：d=mz(4) 壓力角a汽車差速器齒輪過去都選用20。壓力角，這時齒高系數(shù)為1,而最少齒數(shù)為13。目前大都選用22°30'的壓力角，齒高系數(shù)為0.8,最少齒數(shù)可減少到10,并且小齒輪(行星齒輪)齒頂不變尖的條件下,還可由切向修正加大半軸齒輪的齒厚,從而使行星齒輪與半軸齒輪趨丁等強度。由丁這種齒形的最少齒數(shù)比壓力角為20。的少，故可用較大的模數(shù)以提高輪齒的強度。某些重型

30、汽車和礦用汽車的差速器也可采用20。壓力角。本設計中選用壓力角為22030'。行星齒輪安裝孔直徑。及其深度L行星齒輪安裝孔的直徑*與行星齒輪軸的名義直徑相同，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度。通常取L=1.1(6-10)L2_!L一1.1Uhl(6-11)(6-式中：To差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩，Nm；n行星齒輪數(shù)目；l如圖4-6所示，為行星齒輪支承面中點至錐頂?shù)木嚯x，mm;l出0.5d2,d2為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而d2&0.8d2（如參考文獻3圖4-6）;l=0.4d2；虹支承面的許用擠壓應力，取為98MPa。差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩為T0=3161.2Nm；

31、T01033161.210314.43172mm1.1卜頊.1.169435.2取=14.5mm。差速器齒輪的幾何尺寸計算與強度計算汽車差速器齒輪的彎曲應力為MPa(614)2103TK°KsKm2KvFZ2m2J式中：T差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩(615)Tj0.6T=n式中：Tj計算轉(zhuǎn)矩，按Tje、Tj（p（見式（6-2）、式（6-3）兩者中的較小者和上（式（6-4）計算，Nm;n差速器行星齒輪數(shù)目；Z2半軸齒輪齒數(shù)；J計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數(shù)。K°,Kv,Ks,Km,F,m見參考文獻3式（3-44）下說明；按上式并以Tjm計算所得的汽車差速

32、器齒輪輪齒的彎曲應力?？?，不應大丁210.9MPa；按Tje,Tj（p兩種計算轉(zhuǎn)矩中的較小值進行計算時，彎曲應力。可不應大丁980MPa。查參考文獻3:K。一一超載系數(shù)，見參考文獻3式（3-11）下的說明;Kv質(zhì)量系數(shù)，對丁汽車驅(qū)動橋齒輪，當輪齒接觸良好、調(diào)節(jié)及徑向跳動精度高時，可取Kv=1；Ks尺寸系數(shù)，反映材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸與熱處理等有關(guān)。當端面KsKm載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承式時，Km=1.001.10；當一個齒輪用騎馬式支承時，Km=1.101.25.支承剛度大時取小值F計算齒輪的齒面寬，mm;F=(0.250.30)A0;F<10m;m端面模數(shù)，mm;

33、參數(shù)的選取與計算：MINTje,T仰=3161.2NmTjm=661.3Nmn=10Z2=16J=0.2255K0=2Kv=1Ks-4一'25.40.68215425.4Km=1.05F=13m=5.5(三)車輪傳動裝置分析及計算1.半軸設計計算半軸的主要尺寸是它的直徑，設計與計算時首先應合理地確定其計算載荷。已知數(shù)據(jù)驅(qū)動型式為4乂2,查參考文獻3表5-1可得：半軸的計算轉(zhuǎn)矩：_T-TemaXg1i0(616)式中：Temax一一發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；匚一一差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)，對丁圓錐行星齒輪差速器可取：=0.6;ig1變速器I擋傳動比；i0主減速比；T=nemaxig1i。=0.6x25

34、0x3.7783.647=2066.755Nm由參考文獻3式(5-16)得(6-】16T1000d3V冗Jr】17)取許用應力'l=500MPa代入計算得：】16T1000d_3_V耕162066.75510003.1415926500=27.6mm出丁對安全系數(shù)以及半軸強度的較核的考慮，取d=36mm1. 三種可能工況計算時首先應合理地確定作用在半軸上的載荷，應考慮到以下三種可能的載荷工況：(1) 縱向力(驅(qū)動力或制動力)最大時，附著系數(shù)中在計算時取0.8,沒有側(cè)向力作用；(2) 側(cè)向力最大時即汽車發(fā)生側(cè)滑時，側(cè)滑時輪胎與地面的側(cè)向附著系數(shù)R在計算時取站1.0,沒有縱向力作用；(3)

35、 垂向力最大時(發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時)這時不考慮縱向力和側(cè)向力的作用。故縱向力最大時不會有側(cè)向力作用，而側(cè)向力最大時也不會有縱向力作用。2. 半浮式半軸計算載荷的確定(1)縱向力Fx2最大和側(cè)向力Fy2為0：此時垂向力Fz2=m2G2/2,縱向力最大值Fx2=Fz2?=m2G/2,計算時m?可取1.2,叫為0.8半軸彎曲應力和扭轉(zhuǎn)切應力/為32a(F£+Fz216Fx2rd18)(6(619)式(6-19),(6-20)中，a為輪轂支承軸承到車輪中心平面之間的距離合成應力為：；n=I：24220)計算得：Fz2E2G2/2=1.2x11107/2=6664.2N,FX

36、2=FZ2'=m2G2，/2=1.2111070.8/2=5331.36N32a,F；2Fz22二d3=74.52853MPa16FX2rr.=180.0743MPa二d3L=c-24.2=201.3735MPa(2)側(cè)向力Fy2最大和縱向力Fx2=0,此時意味著汽車發(fā)生側(cè)滑(6-外輪上的垂直反力Fz2i和內(nèi)輪上的垂直反力Fz2i分別為：Fz2o=G2(0.51)B221)FZ2i=G2Fz2(6一22)式中，hg為汽車質(zhì)心高度，根據(jù)經(jīng)驗取為0.35;B2為輪距，查資料得B2=1.552m;氣為側(cè)滑附著系數(shù)，計算時氣可取為1.0;外輪上的側(cè)向力Fy2o和內(nèi)輪上的側(cè)向力FY2i分別為FY

37、2o=Fz2o平1(6一(6-23)FY2i=Fz2i；：1內(nèi)外車輪上的總側(cè)向力Fy2為G10這樣，外輪半軸的彎曲應力為o。和內(nèi)輪半軸的彎曲應力5分別為:計算得:了。32(FY20r-Fz2oa)(6-25)32(FY2irFz2ia)26)(6-Fz2。=G2(0.5hg瓦1)=8085.3003NFZ2i=G2-Fz2"3048.6997NFy2。=Fz2。18085.3003NFY2i=FZ2i1=3048.6997N了。32(FY2or一勺20司=495.1506MPa-i32(FY2irFz2ia)r=240.57777MPa二d3(3)汽車通過不平路面，垂向力Fz2最大，縱向力Fx2=0,側(cè)向力Fy2=0此時垂直力最大值Fz2為Fz2=】kG22(627)式中，k為運載系數(shù)。乘用車：k=1.75;貨車：k=2.0;越野車：k=2.5.半軸彎曲應力。為(628)32FZ2a16kG2a'一-3-3二d二d由丁已知數(shù)據(jù)為乘用車,故K=1.75,32FZ2a7-:d16kG2aj3二d=148.5236MPa綜上述計算得，均未超過