转向驱动桥设计.doc

四川理工学院毕业设计（论文）

乘用车断开式驱动桥设计

学 生：张万军
学 号：05011030234
专 业：机械设计制造及其自动化
班 级：05级2班
指导教师：郭翠霞

四川理工学院机电工程系
二OO九年六月

附表2：
四 川 理 工 学 院
毕业设计（论文）任务书
设计（论文）题目： 某乘用车断开式驱动桥设计
系： 机械学院 专业：机械设计与制造 班级： 学号：
学生： 张万军 　 指导教师： 郭翠霞
接受任务时间2009年3月2日
教研室主任 （签名）　　系主任 （签名）

1．毕业设计（论文）的主要内容及基本要求
(1)基本设计参数
设计数据参看桑塔纳轿车
（2）主要内容及基本要求
根据车辆技术参数确定驱动桥设计方案，对所设计的驱动桥进行计算说明及校核，完成驱动桥总装配图，最后完成总装配图一张，主要零件图2-3张，设计说明书一份。
2．指定查阅的主要参考文献及说明
[1]臧杰,阎岩.汽车构造[M].机械工业出版社,2005,8.
[2]王望予主编.汽车设计[M].机械工业出版社,2004,8.
[3] 刘泽九.轴承应用手册[S]. 北京.机械工业出版社1996.3
[4]《汽车工程手册编辑》委员会.汽车工程手册[S]. 北京.人民交通出版社.2001.5
[5]刘涛主编.汽车设计[M].北京大学出版社,2008,1.

3．进度安排

设计（论文）各阶段名称
起 止 日 期
1
查阅资料，学习与设计产品有关的基本知识
3月2日—3月15日
2
完成主要设计计算，确定主要结构形式
3月16日—4月5日
3
进行图纸设计
4月6日—5月10日
4
完成设计计算说明书的编写
5月11日—5月24日
5
设计图纸与说明书的校对
5月25日—5月30日

摘 要

本文主要是桑塔纳2000汽车的转向驱动桥。对于乘用车的前驱，既要满足转向的要求，又要满足驱动的要求。因此，为该车前轮设计转向驱动桥是很又必要的。要满足这两项要求该车桥的半轴分为内外两半，通过万向节连接，实现等角速传动转矩。而主销也分为上下两段以满足转向的要求。本文主要对转向驱动桥各个部件进行设计、计算、校核，同时绘出了转向驱动桥的装配图，外半轴、主减速器的主从动齿轮的零件图。本次设计过程丰富了我的知识，使我对汽车零件的设计又了一个更深层次的了解。

关键词：转向驱动桥；底盘；主减速器；

Ⅰ

四川理工学院 车辆工程 毕业设计

ABSTRACT

ThThis article mainly describes steering driving axle of the All-terrain vehicle Santana2000. Santana2000, this kind of all-terrain vehicle uses a four-wheel drive. The front wheel of this vehicle not only must atisfiedly steering request, but also must satisfy the actuation the request. Therefore, it is vital to design changes driving axle for this vehicle front wheel. The shaft divides into two parts, which are inside one and outside one. The joint connects the two parts to satisfy the constant angular velocity driving torque. And the pin also divides into two part ,to satisfy the request of steering. This article mainly design the various parts of the steering driving axle, such as designing, the computation, the examination. The process of this design has enriched my knowledge, and enabled me a deeper understanding of the design of automobile components and parts.

Key words: steering driving axle ,chassis, main gear box

Ⅱ
目 录

摘要 Ⅰ
ABSTRACT Ⅱ
第1章 绪论 1
1.1 第一章 驱动桥结构方案拟定 3
1.2 第二章 主减速器设计 5
2.1.1 确定主减速器传动比 5
2.1.2 确定主减速器型式 6
2.1.3 主减速器齿轮类型 6
2.1.4 主减速器锥齿轮支承型式 7
2.2.1 主减速器计算载荷的确定 8
2.2.2 主减速器基本参数的选择 9
1.2.3 主减速器齿轮的几何尺寸计算 12
2.2.4 主减速器齿轮的强度计算 14
2.2.5 强度计算后的尺寸调整 16
2.3 准双曲面齿轮材料 16
2.4 主减速器的润滑 17
1.2 第三章 差速器设计 18
3.1 差速器结构型式的选择 18
3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 18
3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 19
3.3.1 差速器齿轮的基本参数选择 19
3.3.2 差速器齿轮的几何计算 21
3.3.3 差速器齿轮的强度计算 24
1.2 第四章 半轴设计 26
4.1. 半轴结构型式的选择 26
4.2 半轴的设计计算 26
4.3 半轴杆部直径的初选 26
4.4 半轴的强度计算 26
4.5 半轴的材料与热处理 27
1.2 第五章 万向节设计 29
5.1 万向节的结构选择 29
5.1 万向节的设计计算 29
5.1 万向节的材料及热处理 29
1.2 第六章 驱动桥壳设计 30
6.1 铸造整体式驱动桥壳的结构 31
6.2 桥壳的受力分析与强度计算 32
第6章 结论 33
6.1 致谢 34
参考文献 35
附录A：装配图（A0）
附录B：零件图1 (减速器主动齿轮轴(A2))
附录C：零件图2 （右半轴轴图(A3)）
附录D：优化设计（Matlab）

四川理工学院 车辆工程 毕业设计
绪 论
汽车驱动桥位于传动系的末端。其基本功用是增扭、降速和改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或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面或车身之间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。驱动桥一般由主减速器，差速器，车轮传动装置和桥壳组成。
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，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。
6） 与悬架导向机构运动协调。
7） 结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。
驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为非断开式驱动桥和断开式驱动桥两大类。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥，称为非独立悬架驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥，称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构较复杂，但大大提高了汽车在不平路面上的行驶平顺性。

本次设计预期达到如下目标：
1）掌握转向驱动桥工作参数及原理
2)设计保证汽车动力性和方向稳定性要求
3）保证安全可靠的前提下，降低制造成本，并要求使用，维护，安装

2

设计要求
Ⅰ 车型：乘用车
Ⅱ 设计基础数据：
1.车型：桑塔纳2000GLS；
2.空载质量：1070kg
前：536.51kg　后：533.49kg；
3.满载质量：1370kg
前：686.93kg　后：683.07kg；
4.轮距：前：1414mm　后：1422mm；
5.最高车速：180km/h　最大爬坡度：大于30%；
6.传动系最小传动比：3.455　主减速器传动比：4.444；
7.额定功率：72kw（最高车速时r/min时）；
8.最大转矩：155Nm（1200－1400r/min时）；
9.轮胎规格：195/70R 14 85H
Ⅲ 附件要求：
1.装配图一张；
2.轴图一张；
3.齿轮图一张。

第一章 驱动桥结构方案拟定
轿车多采用前置发动机前乾驱动的布置型式，其前桥既是转向桥又是驱动桥，称为转向驱动桥。显然，在转向驱动桥的驱动车轮传动装置中，半轴需采用分段式的并用万向节联接起来，以便使转向车轮能够转向。通常是在半轴与主销两者的中心线交点处装用一个等速万向节，如图1-1所示。

图1-1 转向驱动桥示意图
1-主减速器；2-主减速器壳；3-差速器；4-内半轴；5-半轴套管；6-万向节；7-转向节轴；8-外半轴；9-轮毂；10-轮毂轴承；11-转向节壳体；12-主销；13-主销轴承；14-球形支座
通常，轿车的转向驱动桥是断开式的。断开式驱动桥必须与独立悬架相匹配。当左、右驱动车轮经各自的独立悬架直接与承载式车身或车架相联时，在左、右转向驱动车轮之间实际上没有车桥，但在习惯上仍称为断开式车桥，轿车的前转向驱动桥多采用这种结构，如图1—2所示

1-主减速器；2-半轴；3-弹性元件；4-减振器；5-车轮；6-摆臂；7-摆臂轴
图1-2
由于要求设计的是乘用车的前驱动桥，因为采用独立悬架，也考虑乘用车的舒适性和运动的协调性，选用断开式驱动桥。这种驱动桥无刚性的整体外壳，主减速器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮与车架或车身作弹性联系，并可独立地分别相对于车架或车身作上下摆动，车轮传动装置采用万向节传动。
汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，而汽车簧下部分质量的大小，对其平顺性也有显著的影响。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，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜，提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，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。但是，由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，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

图1-3

第二章 主减速器设计
2.1　主减速器的结构形式
2.1.1 确定主减速器传动比
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。
主减边比i。的大小，对主减速器的结构型式、轮廓尺寸及重量影响很大。主减速比i。的选择，应在汽车的总体设计时和传动系的总速比(包括变速器、分动器或加力器、驱动桥等传动装置的速比)一起，由汽车的整车动力计算来确定。正如传动系的总速比及其变化范围（）为设计传动系总成部分的重要依据一样，驱动桥的主减速比i。是主减速器的设计依据，是设计主减速器时的原始参数。
对于具有很大功率储备的小轿车、长途公共汽车，尤其是对于竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率N的情况下，所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速V。
这时值应该下式来确定：
=0.377 （2-1）
式中：——车轮的滚动半径(米)；
——最大功率时的发动机转速(转／分)；
——最高车速(公里刘、时)；
——变速器最高档速比，通常为1
由此可得，主减速器传动比：
=0.377×=4.444
2.1.2 确定主减速器型式
主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。
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
单级主减速器因为具结构最简单，制造工艺简单，成本较低等优点，广泛应用于传动比小于7的汽车上。由给定的条件可知，=4.44＜7，故而采用单级主减速器。

图2-1 中央单级主减速器
2.1.3 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。在此选用弧齿锥齿轮传动，其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点。准双曲面齿轮与弧齿锥齿轮在外形上一般是很相似的，但它们之间有很重要的区别。准双曲面齿轮的小轮轴线相对于大轮轴线向下或向上偏移。即小轮和大轮轴线既不相交，又不平行。因此，这种结构使车辆有较低的重心和较大的地隙；在工作中，准双曲面齿轮比弧齿锥齿轮运转更加平稳且噪声低，承裁能力也较高。
2.1.4 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式

图2-2　主动锥齿轮悬臂式支承　　　　　　图2-3　主动锥齿轮跨置式

图2-4　从动锥齿轮支撑形式
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。查阅资料、文献，经方案论证，采用悬臂式支承结构（如图2-3示）。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1／30以下．而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/5～1/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。但结构较复杂，所以选用跨置式。
从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图2-5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。为了使从动锥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应不小于从动锥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。

2.2 主减速器的基本参数选择与设计计算
2.2.1 主减速器计算载荷的确定
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Tce
从动锥齿轮计算转矩Tce
Tce= （2-2）
式中：
Tce—计算转矩，；
Temax—发动机最大转矩；Temax =145
n—计算驱动桥数，1；
if—变速器传动比，if=3.455；
i0—主减速器传动比，i0=4.444；
η—变速器传动效率，取η=0.9；
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=3；
i1—变速器最低挡传动比，i1=3.455；
代入式（2-1），有：
Tce=20768.35
2. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩
（2-3）
式中
——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，前桥所承的负荷=6860.93N;
——轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取=1.25；对于越野汽车取1.0；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取1.25;
——车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为195/70R 14 85H，则车轮滚动半径为0.2948m；
m——汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，乘用车：m=1.2〜1.4；取1
，——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i取0.57
所以==7083.34
2.2.2 主减速器基本参数的选择
主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数和、从动锥齿轮大端分度圆直径、端面模数、主从动锥齿轮齿面宽和、中点螺旋角、法向压力角等。
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）为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40。
3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于6。
4）主传动比较大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。
5）对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。
根据以上要求，这里取=10 =45，能够满足条件：+=55〉50
2. 从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数
对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙，减小又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。
可根据经验公式初选，即
（2-4）
——直径系数，一般取13.0～15.3；
——从动锥齿轮的计算转矩，，为Tce和Tcs中的较小者。
所以 =（13.0～15.3）=（249.66～293.83）
初选=250
则=/=250/45=5.56
参考《机械设计手册》选取6，则=270
根据=来校核=6选取的是否合适，其中=（0.3～0.4）
此处，=（0.3～0.4）=（5.76～7.68），因此满足校核条件。
3. 主，从动锥齿轮齿面宽和
锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。
对于从动锥齿轮齿面宽，推荐不大于节锥的0.3倍，即，而且应满足，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：
=0.155270=41.85 在此取45
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，通常使小齿轮的齿面比大齿轮大10%，在此取=50
4.中点螺旋角
螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小。
弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选时应考虑它对齿面重合度，轮齿强度和轴向力大小的影响，越大，则也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，应不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。
汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为35°～40°，而商用车选用较小的值以防止轴向力过大，通常取40°。
5. 螺旋方向
主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向。这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。
所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。
6. 法向压力角
法向压力角大一些可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重合度下降。对于弧齿锥齿轮，乘用车的а一般选用14°30’或16°,商用车的а为20°或22°30’。这里取а＝16°
对于双曲面齿轮，从动齿轮两侧压力角是相同的，但主动齿轮轮齿两侧压力角不等。选取平均压力角时，乘用车为19°或20°。这里选20°
7.双曲面齿轮副偏移距E
选择双曲面齿轮的偏移距E时，对小轿车、轻型载重汽车的主减速器来说，E不应超过从动齿轮节锥距A。的40％(接近于从动齿轮节圆直径D的20％)，而对载重汽车，越野汽车和公共汽车等重负荷传动，E则不应超过从动齿轮节锥距A。的20％(或取E值为从动齿轮节圆直径D的10一20％，且一般不应超过12％)。传动比越大则偏移距E也应愈大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距E可达从动齿轮节圆直径的20〜30％。但当偏移距E太子从动齿轮节因直径的20％时，应检查根切是否存在。 。
这里取E=0.1D=0.1×270=27㎜
双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种。由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧。如果主动齿轮在从动齿轮中心线的上方，则为上偏移；在从动齿轮中心线下方，则为下偏移。如果主动齿轮处于左侧，则情况相反，图2—6a、b为主动齿轮轴线下偏移情况，图2—6c、d为主动齿轮轴线上偏移情况。

图2-5 双曲面齿轮的偏移和螺旋方向
a），b）主动齿轮轴线下偏移 c），d）主动齿轮轴线上偏移
2.2.3 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
主动齿轮齿数
Z
10
2
传动齿轮齿数
Z
45
3
端面模数
m
6㎜
4
齿面高
F=0.155D;
F≤10m
F=41.85㎜
5
齿工作宽
h=Hm
H=1.680
h=10.08㎜
6
齿全高
h= Hm
H=1.865
h=11.19㎜
7
发向压力角

16
8
轴交角

=90
9
节圆直径
d=m Z;d= m Z
d=60㎜
d=270㎜
10
节锥角
arctan
=90°-
12.53°
=77.47°
11
节锥距
A==
A1=138.28㎜
A2=138.29㎜
12
周节
t=3.1416
t= 18.85
13
齿顶高
h= h- h; h=Km
K=0.250
h= 8.58㎜
14
齿根高
h= h- h;
h= h-h
h= 2.61㎜
h= 9.69㎜
15
径向间隙
c=h-h
c= 1.11㎜
16
齿根角

= 1.0812°

= 4.0082°
17
面锥角
r= r+δ2
r= r+δ1

r= 13.6112°
r= 81.4782°
18
根锥角
r= r-δ1
r= r-δ2

r=11.4488°
r=73.4618°
19
齿顶直径

=
d= 65.10㎜
d= 275.19㎜
20
节锥顶点至
齿轮外缘距离

A= 29.43㎜
A= 133.08㎜

21
理论弧齿厚

S=0.888
S= 13.52㎜
22
齿侧间隙
B=0.178～0.228
B=0.2㎜
23
螺旋角

=40°
24
螺旋方向
在一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使两齿轮的轴向力由相互斥离的趋势
25
驱动齿轮
小齿轮
26
旋转方向
向齿轮背面看去，通常主动齿轮为顺时针，传动齿轮为逆时针

2.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算
在选好主减速器齿轮的主要参数后，应根据所选的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。
1.单位齿长圆周力
在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即
N／mm (2-5)
式中：P——作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩 两种载荷工况进行计算，N；
F——从动齿轮的齿面宽，在此取45mm.
按发动机最大转矩计算时：
N／mm
（2-6）
式中：——发动机输出的最大转矩，在此取145；
——变速器的传动比，在此取3.455；
d——主动齿轮节圆直径，在此取60mm.
按上式 N／mm
按驱动轮打滑的转矩计算时：
N／mm （2-8）
式中：
——汽车满载状态下一个驱动桥的静负荷，在此取6869.3N；
——轮胎与地面的附着系数，在此取0.85：
——轮胎的滚动半径，在此取0.295m
按上式= 91.18N／mm
在现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用资料的20%～25%。经验算以上两数据都在许用范围内。其中上述两种方法计算用的许用单位齿长上的圆周力[p]都满足条件。
2.齿轮弯曲强度
锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为：
= （2-7）
式中：
—锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；
—齿轮的计算转矩，对从动齿轮，取中的较小值，为7083.34 Nm；对主动锥齿轮取T=1772.53
k0—过载系数，一般取1；
ks—尺寸系数，0.682；
km—齿面载荷分配系数，悬臂式结构，km=1.25；
kv—质量系数，取1；
b—所计算的齿轮齿面宽；b1=50mm, b2=45mm
D—所讨论齿轮大端分度圆直径；D1=60,D2=270mm
Jw—齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取0.27；
对于主动锥齿轮， T=1772.53Nm；从动锥齿轮，T=7083.34 Nm；T=692.81 Nm
将各参数代入式（2-7），有：
主动锥齿轮， = 621.84 MPa；
从动锥齿轮， = 613.58 MPa；
按照文献[1], 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：
σj= （2-8）
式中：
σj—锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；
D1—主动锥齿轮大端分度圆直径；D1=60mm
b—主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=45mm
kf—齿面品质系数，取1.0；
cp—综合弹性系数，取232N1/2/mm；
ks—尺寸系数，取1.0；
Jj—齿面接触强度的综合系数，取0.13；
Tz—主动锥齿轮计算转矩；Tz=1772.53N.m
k0、km、kv选择同式（2-7）
将各参数代入式 （2-8），有：σj=1244.16MPa
按照文献《汽车设计》，σj≤[σj]=2800MPa，轮齿接触强度满足要求。
2.2.5强度计算后的尺寸调整
由于强度计算后的弯曲应力和接触应力都不超过它们的许用值，所以不需要进行尺寸调整
2.3锥齿轮材料
汽车驱动桥主减速器的工作条件相当繁重，与传动系其它齿轮比较，它具有栽荷大、作用时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有轮齿根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀(剥落)、磨损和擦伤等。
汽车主减速器与差速器圆锥齿轮与双曲面齿轮目前都是用渗碳合金钢制造。这里用于制造主减速器齿轮的钢号是18CrMnTi，经过路碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度可高达HRC58〜64，而芯部硬度较低，为HRC32〜45。
由于新齿轮润沿不良，为了防止齿轮在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期磨圆锥齿轮与双曲面齿轮的传动副(或仅仅大齿轮)在热处理及精加工(如磨齿或配对研磨)后均于以厚度为0.005〜0.010〜0.020毫米的磷化处理式镀铜、镀锡。这种表面镀层不应用于补偿零件的公关尺寸，也不能代替润滑。
2.4主减速器的润滑
在从动锥齿轮的前端靠近主动齿轮处的主减速器壳内壁上设一个专门的集油槽，在主动锥齿轮前轴承的前面加一个回油槽，在差速器壳上设由通油口。
为了防止因温度升高而使主减速器壳和壳内部压力增高引起漏油，在主减速器壳上装由通气塞。
放油孔级塞设在桥壳的最低处。

第三章 差速器设计
汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，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和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。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。
3.1 差速器结构型式选择
对称式圆锥行星齿轮差速器在汽车上得到了广泛的运用，考虑到成本的因素，该车型选用对称式圆锥行星齿轮差速器
3.2 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3-2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3-2
1-轴承；2-左外壳；3-垫片；4-半轴齿轮；5-垫圈；6-行星齿轮； 7-从动齿轮；8-右外壳；9-十字轴；10-螺栓
3.3 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。
3.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择
1.行星齿轮数目的选择
载货汽车和越野汽车多用4个行星齿轮，小轿车常用2个行星齿轮，少数汽车采用三个行星齿轮。这里选用4个。
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：
mm (3-1)
式中：——行星齿轮球面半径系数，可取2.52～2.99，对于有4个行星齿轮的载货汽车取小值2.6；
T——计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，7083.34 .
根据上式=2.6×=49.93mm 所以预选其节锥距A=49.93mm
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1.5～2.0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，之和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：
（3-2）
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；
——任意整数。
在此行星轮齿数=10，半轴齿轮齿数=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
首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角，
==29.05° =90°-=60.95°
再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m
m===
由于强度的要求在此取m=8mm
得
5.压力角α
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：

（3-3）
式中：——差速器传递的转矩，N·m；在此取20768.35
——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，， ≈0.5d， d为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d≈0.8；
——支承面的许用挤压应力，在此取69
根据上式 =0.5×99.2=49.6
=≈31 34
3.3.2 差速器齿轮的几何计算
表3-1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
=14～25，且需满足式（3-4）
=18
模数

=8mm
齿面宽
b=(0.2