越野车轮边减速器驱动桥的研究毕业论文.doc

汽车专业毕业论文摘要本设计首先确定各主要部件的结构型式和主要设计参数，然后参考同类的驱动桥结构，确定出设计方案并进行计算和设计，最后对主从动锥齿轮、半轴齿轮、半轴、桥壳轮边机构等部分进行校核，对支撑轴承进行了寿命校核。本设计采用主减速器和轮边减速器双级传动副传动，均匀分配单一传动副上的高强度磨损，轮边机构的应用，大大的提高了离地间隙，提高了汽车的通过性。本设计在我国尚处于起步阶段，在我国仍有很大的发展潜力和发展空间，本设计也将是未来越野汽车和重载汽车的发展方向。本设计具有以下的优点：由于采用轮边双级驱动桥，使得整个后桥的结构简单，制造工艺简单，从而大大的降低了制造成本。并且,提高了汽车的离地间隙。关键字：越野汽车;后桥;轮边双级;圆弧齿锥齿轮 Abstract This design is to first identify major parts of the structure and main design parameters, then reference to similar axles structure, confirmed the design and calculation and design, final master-slave dynamic bevel gear and half axle gears, half axle, bridge housing wheel edges institutions, to test the part such as back-up bearing life respectively. This design USES the main reducer and wheel edges reducer doublestage transmission vice transmission, evenly distributed single transmission of high intensity vice wear, wheel edges institutions of applications, greatly improve the ground clearance is achieved, improved the car through sexual. This design in our country is still at the beginning, in our country still has great potential for growth and development space, this design also will be the future off-road vehicle and heavy-load automobiledevelopment direction. This design has the following advantages: due to the wheel edges doublestage axles, make the whole bridge structure is simple, make simple process, thus greatly reduce the production cost. And, improve the car from the ground clearance.Key word: off-road vehicle, Rear axle, Wheel edges doublestage; Arc tooth wimble gear目 录摘要IAbstractII目 录III第1章 绪论1第2章 驱动桥总体结构方案分析2第3章 主减速器设计43.1 主减速器的结构型式43.1.1 主减速器齿轮的类型43.1.2 主减速器主、从动锥齿的支承型式43.2 主减速器的基本参数与设计计算53.2.1 主减速比的确定53.2.2 主减速器齿轮计算载荷的确定53.2.3 主减速器齿轮基本参数的选择63.2.4 主减速器圆孤齿轮的几何参数计算73.2.5 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算103.3 主减速器的材料选择及热处理方法123.4 主减速器轴承的计算123.4.1 锥齿轮齿面上的作用力123.4.2 主减速器轴承载荷的计算15小结18第4章 差速器设计194.1 差速器类型的选择194.2 差速器的设计和计算194.2.1 差速器齿轮的基本参数选择194.2.2 差速器齿轮的几何尺寸计算214.2.3 差速器齿轮的强度校核234.3 差速器齿轮的材料选择244.4 差速器壳体的材料选择24小结24第5章 驱动车轮的传动装置设计255.1 半轴的形式255.2 半轴的设计计算255.2.1 全浮式半轴的计算载荷确定255.2.2 全浮式半轴杆部直径初选265.2.3 半轴的强度计算265.2.4 半轴花键的强度计算275.3 半轴材料与热处理28小结28第6章 轮边部分的设计296.1 轮边减速器的结构型式296.1.1 轮边减速器的齿轮类型296.1.2 轮边减速器主、从动锥齿轮的支撑方式296.2 轮边减速器的基本参数与设计计算296.2.1 圆柱直齿轮主要参数的选择296.2.2 轮边减速器圆柱直齿轮的几何参考数计算306.2.3 轮边减速器圆柱齿轮的强度计算316.3 轮边减速器齿轮材料的选择及热处理方法346.4 轮边减速器壳的材料选择346.5 轮边减速器圆柱轴承的计算346.5.1 圆柱齿轮齿面上的作用力346.5.2 轮边减速器轴承载荷的计算36小结38第7章 驱动桥壳设计397.1 桥壳的结构型式397.2 桥壳的受力分析与强度计算397.2.1 桥壳的静弯曲应力计算397.2.2 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算407.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算417.2.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算437.2.5 汽车受最大侧向力时的桥壳强度计算437.3 桥壳的材料选择44小结44结论45致谢46参考文献47附录48 第1章 绪论汽车驱动桥位于传动系的未端。其基本功用首先是增扭、降速，改变转矩的传递方向，即增大由传动轴直接从变速器传来的转矩，并将转矩合理的分配给左右驱动车轮；其次，驱动桥还要承受作用于路在或车身之间的重直力，纵向力和横向力，以及制动力和反作用力等。驱动桥一般由主减速器，差速器，车轮传动装置和桥壳组成。汽车的使用性能对传动系统有较高的要求，而驱动桥在传统中起着举足轻的作用。汽车的特点和优越性对于生产商来说提高其产品市场竞争力的一个法宝。对于越野汽车驱动桥的离地间隙来说，绝大多数汽车企业只是单纯的提高悬架和钢板弹簧的高度，这样做很大程度上降低了汽车的可靠性和安全性，然而轮边减速器驱动桥就可以解决这些问题，而且其优越性是无可比拟得，所以设计新型的驱动桥成为新的课题。目前国外掌握轮边减速器技术核心的企业屈指可数，在国内更是聊聊无几，所以轮边减速器驱动桥的研究对于我们来说有举足轻重的意义。设计后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.齿轮及其他传动件工作平稳，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，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。6.制造容易，维修，调整方便。第2章 驱动桥总体结构方案分析本设计的课题是BJ4500后驱动桥，要设计这样的越野车驱动桥，一般选用非断开式结构,该种型式的驱动桥的桥壳是一根支承在左右驱动车轮的刚性空心梁，一般是铸造或钢板冲压而成，主减速器，差速器和半轴等所有传动件都装在其中，外接轮边部分。此时驱动桥，驱动车轮都属于簧下质量驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种： 1.中央单级减速驱动桥。2.中央双级驱动桥。3.中央单级、轮边减速驱动桥。轮边减速驱动桥较为广泛地用于油田、建筑工地、矿山等非公路车与军用车上。当前轮边减速桥可分为3类：一类为圆锥行星齿轮式轮边减速桥；一类为圆柱行星齿轮式轮边减速驱动桥；另一类是普通圆柱齿轮式轮边减速器。 （1）圆锥行星齿轮式轮边减速桥。由圆锥行星齿轮式传动构成的轮边减速器，轮边减速比为固定值2，它一般均与中央单级桥组成为一系列。在该系列中，中央单级桥仍具有独立性，可单独使用，需要增大桥的输出转矩，使牵引力增大或速比增大时，可不改变中央主减速器而在两轴端加上圆锥行星齿轮式减速器即可变成双级桥。这类桥与中央双级减速桥的区别在于：降低半轴传递的转矩，把增大的转矩直接增加到两轴端的轮边减速器上 ，其“三化”程度较高。但这类桥因轮边减速比为固定值2，因此，中央主减速器的尺寸仍较大，一般用于公路、非公路军用车。（2）圆柱行星齿轮式轮边减速桥。单排、齿圈固定式圆柱行星齿轮减速桥，一般减速比在3至4.2之间。由于轮边减速比大，因此，中央主减速器的速比一般均小于3，这样大锥齿轮就可取较小的直径，以保证重型卡车对离地问隙的要求。这类桥比单级减速器的质量大，价格也要贵些，而且轮穀内具有齿轮传动，长时间在公路上行驶会产生大量的热量而引起过热；因此，作为公路车用驱动桥，它不如中央单级减速桥。（3）普通圆柱齿轮式轮边减速器。在双级主减速器中，通常把两级减速齿轮放在一个主减速器壳内，也可将第二级减速齿轮移向驱动车轮并靠近轮毂，作为轮边减速器。对于越野汽车来说，为了提高汽车驱动桥的离地间隙，可将普通的由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，这种布置方式的优点是结构紧凑、强度高、成本低，故广泛用于越野汽车上。综上所述，普通圆柱齿轮式轮边减速器驱动桥还有以下几点优点：1. 普通圆柱齿轮式轮边减速器驱动桥，制造工艺简单，成本较低， 是驱动桥的基本类型，在越野汽车上占有重要地位；2. 与其它型式轮边减速器驱动桥相比，由于产品结构简化，机械传动效率提高，易损件减少，可靠性提高。因此，圆柱齿轮式轮边减速器驱动桥在BJ4500车型上的应用非常成功，很容易达到提高越野性的目的第3章 主减速器设计3.1 主减速器的结构型式3.1.1 主减速器齿轮的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型式。在此选用弧齿锥齿轮传动，其特点是主，从驱动齿轮的轴线垂直等于一点，由于轮齿端面垂叠的影响，至少有两个以上的齿轮同时咬合，固此可以承受较大的负荷，而且其齿轮不是在齿的全长上同时齿合，而是逐渐由齿的一端连续平稳地传向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小，另外弧齿锥齿轮与双曲面齿轮相比，具有较高的传动效率，可达99%。3.1.2 主减速器主、从动锥齿的支承型式 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。 悬臂式支承结构的特点是在锥齿轮的大端一侧要用较长的轴径，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了方便折装，应使靠近齿轮的轴承的轴径比另一轴承的轴径大些。靠近齿轮的支承轴承有时也要用圆锥滚子轴承，这时另一轴承必须要用能承受双向轴向力的圆锥滚子轴承，支承刚度除了与轴承形式，轴径大小，支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合等度有关。跨置式支承虽然承载能力较高，但其制造工艺较复杂且成本较高，不易折装；而悬臂支承可解决以上存在的问题。由于BJ4500车传递的转矩较小，所以，在此选用悬臂支承，并且两轴承的跨度适当加大，以提高其支承刚度。 从动齿轮多用圆锥滚子轴承支承。3.2 主减速器的基本参数与设计计算 3.2.1 主减速比的确定原车辆的传动比为9.2，由于该车的传动多是经过反复计算才合理分配的，在此，主减速器的传动比为4.6，轮边部分传动比为2，使其没有变化，之后可以不进行传动系列传动比重新分配。3.2.2 主减速器齿轮计算载荷的确定1.按发动机最大转矩和最低档传动比确定以动锥齿轮的计算转矩Tce Tce=Temax.iTL.K0. /n N.M (3-1)式中iTL发动机至所计算的主减速器驱动锥齿轮之间的传动系最低档传动时，在此取18.538此数据参考BJ4500车型；Temax发动机输出的最大扭矩，在此取180N.m;此数据参考BJ4500传动手上传动部分的传动效率，取0.9；n该汽车的驱动桥数目，在次取2；由于猛结合离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、越野车以及液力传递及自动变速器的各类汽车。取=1.0当性能系数0时，可取=2.0；ma车满载的总质量，取2010Kg。所以 0.195=21.816即=1.0Tce=1501.578N.m2.按驱动轮打滑转矩确定从动齿轮的计算转矩TcsTcs=/ N.m (3-3)式中 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，预设后桥承载11010N的负荷；轮胎对地面的附着系数，对于按转一般轮胎的公路用车，取？=0.85；对于越野汽车取1.0；对于安装防滑宽轮的高级轿车，计算时可取1.25；车轮的滚动半径，为0.30m;分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮间的传动效率和传动比，取0.95；取2。Tcs=11010x1x0.3/0.95x2=1738.42N.m3.2.3 主减速器齿轮基本参数的选择1.主，从动锥齿轮齿数Z1和Z2，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，Z1和Z2之间应避免有公约数。（2）为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲程度，主从动齿轮 的齿数和应不小于40（3）为了齿合平稳，噪声小和具有高的疲劳程序，对于商用车，一般不小于Z1不小于6（4）主传动比较大时，Z1尽量取小一些，以便得到满意的离地间隙。（5）对于不同的主传动比，Z1和Z2应有适宜的搭配。根据以上要求查阅工程师手册得，Z1=8 Z2=37 Z1+ Z2=45402.从动锥齿轮大端分度圆直径和端向模数mt 可根据经验公式初选，即= （3-4）直径系数，一般选取13-16；Tc从动锥齿轮的计算转矩，N.m，为Tce和Tcs中的较小者；=（13-16）=（148.865183.22）mm；mt =/ Z2=(148.865183.22)/37=(4.024.95)根据mt=来校核，其中=(0.3-0.4)此处，mt=(0.3-0.4) =（3.44-4.58），mt=4.5 =166.5 满足校核3.主，从动锥齿轮面宽和对于从动锥齿轮齿面宽，推荐不大于节锥的0.3倍，即0.3，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐要用：=（0.25-0.30）=22mm 在此取22mm 一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大10%为合适，取=24mm4.中点螺旋角: 在此=355.螺旋方向：主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。6.法向压力角越野汽车可选用21.15的压力角。7.轮边减速器的圆柱齿轮基本参数： (3-5)式中 A轮边调速器主，从动齿轮的中心距mm； Tjz从动齿轮的计算转距，Nm；=120.35-136.50=130mm =49.4-53.3=50mm （3-6）式中 b轮边减速器齿轮的初选宽度，mm如（3-6）式所示所以，轮边减速器的两圆柱齿轮的中心距为130mm，齿轮宽度为50mm3.2.4主减速器圆孤齿轮的几何参数计算 表3-1主减速器圆孤齿轮几何计算用表序号项目计算公式计算结果主动齿轮齿数8从动齿轮齿数37传动比4.6平面齿轮齿数37.85大端面模数mt4.5法向压力角型刀盘21.15轴交角90中点螺旋角预选值及方向=35 左旋节圆直径10节锥角11节(外)锥距85.1712齿向宽=22 =2413参考锥距76.0414内锥距63.1715中点锥距74.1716参考点螺旋角初校值37.47417刀盘型号查阅工程师手册18参考点螺旋角初校值35.3619刀片型号查阅工程师手册20参考法向模数3.2821参考点螺旋角35.2822中点螺旋角查阅工程师手册3523中点法向模数3.2124小端螺旋角查表得3825齿高模数3.226齿工作高6.427齿全高7.2328刀倾角查阅工程师手册029不产生根切时主动轮允许的最大根高30高度变位量1.331齿顶高32齿根高33径向间隙0.8334外圆直径35节锥顶点至外缘的距离36切向变位量0.2537参考点分度圆法向理论弧齿厚38齿侧间隙0.123.2.5 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算1、单位齿长上的圆周力 （37）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两种载荷工况进行计算，N从动齿轮的齿面宽，在此取22mm。按发动机最大转矩计算时： （38）式中 发动机的最大输出转矩，取180变速器的传动比4.03；主动齿轮节圆直径取36mm。按最大附着力矩计算时： (39)式中 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后桥驱动的车还应考虑汽车最大加速度时的负荷增加量，取11010；轮胎与地面的附着系数，取0.85；轮胎的滚动半径，在此取0.30。在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的20%25%。2、轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为： （310）式中 T该齿轮的据算转矩，；超载系数;在此取1.0；尺寸系数，反应材料的不均匀性，与齿轮尺寸热处理有关，取0.6488.；载荷分配系数，取1.2；质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当出轮接触良好时，周节及径向跳动精度高时可取1.0；b计算齿轮的出面宽，22mm；Z计算出轮的齿数，37；m端面模数，4.5mm；J查工程师手册得J=0.246。所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。3、齿轮的表面接触强度计算锥齿轮的齿面接触应力为 （311）式中 T主动齿轮的计算转矩；取343.61材料的弹性系数，对于钢制轮辐应取232.6；、见式（311）F的说明； 尺寸系数，在此可取1.0；表面质量系数，一般情况下，对于制造精确的齿轮可取1.0；J计算接触应力的综合系数，查表得出J=0.285。主从动齿轮的齿面接触应力均满足要求。3.3 主减速器的材料选择及热处理方法 汽车主减速器用的齿轮和差速器用的齿轮都是用的渗碳合金钢制造，在此可用20。用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火。3.4 主减速器轴承的计算3.4.1 锥齿轮齿面上的作用力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向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算： (3-12)式中：发动机最大转矩，在此取180N.M，变速器在各挡的使用率，可参考表3-4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3-2表3-2及的经计算为1164.8对于圆锥齿轮的齿面中点的分度圆直径经计算26mm =120mm1. 齿宽中点处的圆周力齿宽中点处的圆周力为 N (3-13)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见式(3-1);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=25.45KN2. 锥齿轮的轴向力和径向力图3-1 主动锥齿轮齿面的受力图如图3-1，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，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与之间的夹角为法向压力角，这样有： （3-14） （3-15） （3-16）于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力和径向力分别为 （3-17） （3-18）可计算20202N=9662N。3.4.2 主减速器轴承载荷的计算对于采用悬臂式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图3-2所示图3-2 主减速器轴承的布置尺寸轴承A，B的径向载荷分别为 R= （3-19） （3-20）根据上式已知=20202N，=9662N，a=134mm ，b=84mm，c=50mm 所以轴承A的径向力= =15976N 其轴向力为0。轴承B的径向力R= =13364N1. 对于轴承A，只承受径向载荷所以采用圆锥滚子轴承42608E，此轴承的额定动载荷Cr为102.85KN，所承受的当量动载荷Q=XR=115976=15976N。所以有公式 s (3-21)式中 为温度系数，在此取1.0;为载荷系数，在此取1.2。所以 =2.70310s此外对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速为 r/min (3-22)式中 轮胎的滚动半径，m； 汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取3035 km/h，在此取32.5 km/h。所以有上式可得=163.89 r/min而主动锥齿轮的计算转速=163.894.444=728 r/min所以轴承能工作的额定轴承寿命： h (3-23) 式中 轴承的计算转速，r/min。有上式可得轴承A的使用寿命=6188 h若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命即 = h (3-24)所以 =3076.9 h和比较，故轴承符合使用要求。2. 对于轴承B，在此并不是一个轴承，而是一对轴承，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7514E型轴承。 在此径向力R=13369N 轴向力A=20202N，所以=1.51e 由表可查得X=1.0，Y=0.45cota=1.6=1.8当量动载荷 Q= （3-25）式中 冲击载荷系数在此取1.2。有上式可得Q=1.2（113369+1.820202）=61618.5N由于采用的是成对轴承=1.71Cr所以轴承的使用寿命由式（3-23）和式（3-24）可得=3876.6 h3076.9 h=所以轴承符合使用要求。已知F=25450N，=9662N，=20202N，a=410mm，b=160mm.c=250mm所以，轴承C的径向力：=10401.3N 轴承D的径向力：=23100.5N轴承C，D均采用7315E，其额定动载荷Cr为134097N3. 对于轴承C，轴向力A=9662N，径向力R=10401.3N，并且=0.93e，在此e值为1.5tana约为0.402，由表可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6所以 Q=1.2(0.496621.610401.3)=24608.256N =28963 h所以 轴承C满足使用要求。4. 对于轴承D，轴向力A=0N，径向力R=23100.5N，并且=.4187e 由表可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6所以 Q=1.2(1.623100.5)=44352.96N=4064.8x1013 h 所以轴承D满足使用要求。小结完成了主减速器圆锥齿轮的主要参数的选择和圆锥齿轮的强度计算，并且对主减速器轴承进行了相应计算。第4章 差速器设计4.1 差速器类型的选择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。差速器的形式有很多种，而且匹配方便。在本设计中为了降低成本，故采用普通圆锥齿轮差速器。4.2 差速器的设计和计算4.2.1 差速器齿轮的基本参数选择1.行星齿轮的数目选择 由于是越野车，使用条件非常恶劣，故采用4个行星齿轮2.行星齿轮球面半径的确定 对球面半径可按如下的经验公式确定： (4-1) 式中-行星齿轮球面半径系数，可取2.52-2.99； T-极速转距，取和较小值，1501.578； mm差速器行星齿轮球面半径确定后，可根据F式预选其节锥距： 3.行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了获得较大的模数，从而使齿轮较高的强度，应得行星齿轮的齿数尽量少，但一般不应少于10，半轴齿轮的齿数采用14-25.大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1.5-2的范围内。取行星齿轮齿数为10，半轴齿轮齿数为18并且应满足的安装条件为： (4-2)式中 、-左右半轴齿轮的齿数行星齿轮数目任意整数 符合安装要求4.差数器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节园直径初部确定。首先初步求出行星齿轮与半轴的节锥角 (4-3)式中分别为行星齿轮和半轴齿轮的齿数；10 =20 再按初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m （4-4）式中已在前面初步确定；-见式（4-3）的计算结果。5.压力角汽车差速器齿轮压力角目前大都选用。6.行星齿轮安装的直径及其深度L （4-5）式中差速器传递的转矩；行星齿轮支撑面中点至锥顶的距离，在此取27mm；-支撑面的许用应力，挤压应力；。 mm4.2.2 差速器齿轮的几何尺寸计算 表4-1 差速器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102半轴齿轮齿数，并满足式（4-2）183模数m64齿面宽125齿工作高6.46齿全高7.17压力角8轴角交角9节园直径 10节锥角; 或11节锥距39mm12周节12.56mm13齿顶高;14齿根高15径向间隙0.85mm16齿根角17面锥角;18根锥角;19外圆直径20节锥顶点至齿轮外缘距离21理论弧齿厚22齿侧间距B；查阅工程师手册0.24mm23弦齿厚24弦齿高4.2.3 差速器齿轮的强度校核汽车差速器的齿轮弯矩应力为 （4-6）式中 差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，；差速器行星齿轮数目，4；半轴齿轮齿数，18；见式（3-10）下的说明；计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数。故符合校核标准4.3 差速器齿轮的材料选择汽车差速器齿轮齿数多数情况采用合金钢或渗碳钢制造，在此用20CrMnTi合金钢等材料4.4 差速器壳体的材料选择汽车差速器壳体多采用可锻铸铁或中碳钢等材料，为了降低成本，在此选用HT200铸铁。小结本章确定了差速器的基本参数，并且对差速器齿轮的强度校核，确定了差速器齿轮和差速器壳体的材料。第5章 驱动车轮的传动装置设计5.1 半轴的形式半轴的功用是将扭矩由差速器的半轴齿轮传给驱动车轮的轮边机构。半轴的形式主要取决于半轴的支撑形式，在此采用的是全浮式结构。5.2 半轴的设计计算5.2.1 全浮式半轴的计算载荷确定全浮式半轴只承受转矩，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 （5-1）式中 轮胎与地面的附着系数取1； 汽车加速或减速时的质量转移系数，可取1.21.4在此取1.4。根据上式1.4x11010x1/2=7707若按发动机最大转矩计算，即 （5-2）式中 差速器的转矩分配系数，对于普通圆锥行星齿轮差速器取0.6； 发动机最大转矩，Nm； 汽车传动效率，计算时可取1或取0.9； 传动系最低挡传动比；取18.54； 轮胎的滚动半径，0.30m。根据上式在此6673.68N =1849.68Nm5.2.2 全浮式半轴杆部直径初选全浮式半轴杆部直径的初选可按下式进行 （5-3）根据上式根据强度要求在此取26mm。5.2.3 半轴的强度计算首先是验算其扭转应力 MPa （5-4）式中 半轴的计算转矩，Nm在此取1849.68Nm；半轴杆部的直径，26mm。根据上式所以满足强度要求。半轴的最大扭转角式中 半轴承受的最大转矩；1849.68Nm；半轴长度；700mm；材料的剪切弹性模量，8Mpa；半轴的横截面的惯性矩；许用值。所以 半轴扭转角符合要求5.2.4 半轴花键的强度计算半轴花键的剪切应力为: MPa (5-6)半轴花键的挤压应力为MPa (5-7)式中 半轴承受的最大转矩；1849.68Nm；-半轴花键的外径，30mm；花键齿数，15；花键工作长度，60mm；花键齿宽，3mm；载荷分布不均匀系数，取0.75。根据要求，当传递的扭矩最大时，半轴花键的切应力不应超过71.05 MPa ，挤压应力不应超过196 MPa，以上均满足要求。5.3 半轴材料与热处理 本设计半轴采用40Cr，是我国研制出的新钢种，作为半轴材料效果很好。采用高频、中频感应淬火。小结本章完成了半轴的设计计算，对强度进行校核，确定半轴材料及如何进行热处理。第6章 轮边部分的设计6.1 轮边减速器的结构型式6.1.1 轮边减速器的齿轮类型由于本设计采用的是轮边减速器驱动桥，若采用斜齿轮传动，会产生较大的轴向力，尤其是汽车高速行驶时，严重的降低汽车的可靠性和安全性，故本设计采用的是圆柱直齿轮传动，为了避免传动不平稳，应适当增加重合度。6.1.2 轮边减速器主、从动锥齿轮的支撑方式本设计采用圆锥滚子轴承。6.2 轮边减速器的基本参数与设计