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運動(dòng)型多功能車(chē)（SUV）汽車(chē)后橋設計及三維建模
論文關(guān)鍵字：四輪驅動(dòng)，后橋
論文摘要：運動(dòng)型多功能乘用車(chē)（SUV）為四輪驅動(dòng)，兼具城市行走、野外運動(dòng)，除了要具備中高檔轎車(chē)的舒適性外，還要有更高的越野性和安全性。本設計對象是運動(dòng)型多功能乘用車(chē)（SUV）后橋。
本設計完成了SUV后橋中主減速器的設計，差速器的設計，半軸的設計。本文根據SUV后橋的要求，通過(guò)選型，確定了主減速器傳動(dòng)副類(lèi)型，差速器類(lèi)型，驅動(dòng)橋半軸支承類(lèi)型。通過(guò)計算計算，確定了主減速比，主、從動(dòng)錐齒輪、差速器、半軸以及橋殼的主要參數和結構尺寸。其中的一部分計算采用自編的程序完成，有效的減少了計算時(shí)間，提高了效率。最后利用Pro/E軟件對錐齒輪進(jìn)行了三維建模。
通過(guò)主要零部件的校核計算和對主要零部件二維繪圖，可以確定所設計的能夠滿(mǎn)足設計要求。
ABSTRACT
Sport utility passenger vehicle (SUV) for the four-wheel drive, both cities run, field sports, in addition to the premium sedan with the comfort, we must also have a higher cross-country and safety. The object that is designed for sport utility passenger vehicles (SUV) is rear axle.
The design of rear axle includes the design of the main reducer , the design of the differential device and rear axle design. According to the requirements of the rear axle,i can identify the main types of main gear box, differential device, rear axle.And by calculating, i can identify the main reduction ratio, the main, driven helical bevel gear , differential device and the shell of the main parameters of the bridge structure and size. One part of the calculation using the computer program to complete the self, reducing computing time and improve efficiency. Finally,i use Pro / E software to make the bevel gear ，the three-dimensional modeling
Checking through the major components of the calculation of the main components and two-dimensional drawings, to determine the design to meet the design requirements
KEY WORDS: four drives vehicle, rear axle
目錄
TOC \o "1-3" \h \z \u 1 概 述. 5
2 整體式單極主減速器設計. 7
2.1 主減速器結構方案分析. 7
2.1.1螺旋錐齒輪傳動(dòng). 7
2.1.2雙曲面齒輪傳動(dòng). 7
2.2 主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承方案選擇. 10
2.2.1主動(dòng)錐齒輪的支承. 10
2.2.2從動(dòng)錐齒輪的支承. 12
2.3 主減速器的基本參數選擇和設計計算. 12
2.3.1主減速比的確定. 12
2.3.2主減速器齒輪計算載荷確定. 14
2.3.3主減速器錐齒輪基本參數的選擇. 16
2.3.4主減速器主動(dòng)錐齒輪幾何尺寸的計算. 21
2.3.5“格里森”制主減速器錐齒輪強度計算. 22
2.3.6 錐齒輪的選擇. 26
3 對稱(chēng)錐齒輪式差速器設計. PAGEREF _Toc170785393 \h 28 08D0C9EA79F9BACE118C8200AA004BA90B02000000080000000E0000005F0054006F0063003100370030003700380035003300390033000000
3.1 差速器齒輪主要參數選擇. PAGEREF _Toc170785394 \h 28 08D0C9EA79F9BACE118C8200AA004BA90B02000000080000000E0000005F0054006F0063003100370030003700380035003300390034000000
3.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算. PAGEREF _Toc170785395 \h 29 08D0C9EA79F9BACE118C8200AA004BA90B02000000080000000E0000005F0054006F0063003100370030003700380035003300390035000000
3.3 差速器齒輪強度計算. 29
4 半軸設計計算. 33
4.1 結構形式分析. 33
4.2 半軸計算. 33
4.3 半軸花鍵計算. 35
5 驅動(dòng)橋殼設計. 37
6 三維造型設計. 39
致 謝. 44
參考文獻. 45
附件. 46
1概述
汽車(chē)的驅動(dòng)橋位于傳動(dòng)系的末端，其基本共用是增大由傳動(dòng)軸或直接由變速器傳來(lái)的轉矩，將轉矩分配給左右車(chē)輪，并使左右驅動(dòng)車(chē)輪具有汽車(chē)行使運動(dòng)學(xué)所要求的差速功能，同時(shí)驅動(dòng)橋還要承受作用于路面和車(chē)架或承載式車(chē)身的鉛垂力和橫向力及力矩.
在一般的車(chē)橋結構中，驅動(dòng)橋包括主減速器(又稱(chēng)主傳動(dòng)器)，差速器，驅動(dòng)車(chē)輪的傳動(dòng)裝置及橋殼等部件。
對于不同類(lèi)型和用途的汽車(chē)，正確的確定上述機件的結構形式并成功的將它們組合成一個(gè)整體---驅動(dòng)橋，乃是設計者必須首先解決問(wèn)題。
汽車(chē)的車(chē)橋又稱(chēng)車(chē)軸，其兩端安裝著(zhù)車(chē)輪并經(jīng)懸掛與車(chē)架或承載式車(chē)身相連，用于傳遞車(chē)架或承載式車(chē)身與車(chē)輪之間的力矩。
根據與之匹配的懸架結構的不同，車(chē)橋分為非斷開(kāi)式(整體式)和斷開(kāi)式車(chē)橋兩種.與非獨立懸架相匹配的非斷開(kāi)式車(chē)橋猶如一根橫置于左右車(chē)輪的橫梁，與獨立懸掛相匹配的斷開(kāi)式車(chē)橋則為左右兩段直接或間接相鉸接的結構，當左右車(chē)輪經(jīng)各自的獨立懸掛直接與承載式車(chē)身或車(chē)架相連時(shí)，在左右車(chē)輪之間實(shí)際上沒(méi)有車(chē)橋，但在習慣上仍稱(chēng)為斷開(kāi)式車(chē)橋。
根據車(chē)橋能否傳遞驅動(dòng)力，它又分為驅動(dòng)橋和從動(dòng)橋;根據車(chē)橋 的左右車(chē)輪能否轉向，又分為轉向橋與非轉向橋。當車(chē)橋既非轉向橋又非驅動(dòng)橋時(shí)，則稱(chēng)之為支持橋，因此根據車(chē)橋及其車(chē)輪的綜合功能，車(chē)橋又可分為驅動(dòng)橋，轉向驅動(dòng)橋，轉向從動(dòng)橋和支持橋四種類(lèi)型。
汽車(chē)車(chē)橋是汽車(chē)的重要大總成，承受著(zhù)汽車(chē)的滿(mǎn)載簧上荷重及地面經(jīng)車(chē)輪車(chē)架或承載式車(chē)身經(jīng)懸掛給予的鉛垂力，縱向力，橫向力及其力矩，以及沖擊載荷;驅動(dòng)橋還傳遞著(zhù)傳動(dòng)系中最大的轉矩，橋殼還要承受反作用力矩。汽車(chē)車(chē)橋的結構形式和設計參數除對汽車(chē)的可靠性與耐久行有重要影響外，也對汽車(chē)的行駛性能如:機動(dòng)性，性，平順性，通過(guò)性和行駛穩定性等有直接影響。因此車(chē)橋的結構形式選擇，參數設計選取及設計計算對汽車(chē)的整體設計及其重要。
總之，由上述可見(jiàn)，汽車(chē)車(chē)橋的設計涉及的機器零件及零部件的品種極為廣泛，對這些零部件，元件及總成的制造也幾乎要涉及到所有的現代機器制造工藝。因此通過(guò)對車(chē)橋的學(xué)習和設計實(shí)踐再加進(jìn)優(yōu)化設計，可靠性設計，和有限元分析等內容，可以更好的學(xué)習并掌握現代汽車(chē)設計與設計的全面知識和技能。
2整體式單級主減速器設計 2.1 主減速器結構方案設計
主減速器的結構形式主要是根據齒輪類(lèi)型、主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪的安置方法以及減速形式的不同而不同。
主減速器的齒輪主要有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。單級主減速器通常采用螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪傳動(dòng)。
2.1.1螺旋錐齒輪傳動(dòng)螺旋錐齒輪傳動(dòng)(圖2-1a)的主、從動(dòng)齒輪軸線(xiàn)垂直相交于一點(diǎn)，齒輪并不同時(shí)在全長(cháng)上嚙合，而是逐漸從一端連續平穩地轉向另一端。另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時(shí)嚙合，所以它工作平穩、能承受較大的負荷、制造也簡(jiǎn)單。但是在工作中噪聲大，對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會(huì )使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大和噪聲增大。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。
圖2-1 主減速器齒輪傳動(dòng)形式
a)螺旋錐齒輪傳動(dòng) b)雙曲面齒輪傳動(dòng) c)圓柱齒輪傳動(dòng) d)蝸桿傳動(dòng)
2.1.2 雙曲面齒輪傳動(dòng)雙曲面齒輪傳動(dòng)(圖2-1b)的主、從動(dòng)齒輪的軸線(xiàn)相互垂直而不相交，主動(dòng)齒輪軸線(xiàn)相對從動(dòng)齒輪軸線(xiàn)在空間偏移一距離E，此距離稱(chēng)為偏移距。由于偏移距E的存在，使主動(dòng)齒輪螺旋角大于從動(dòng)齒輪螺旋角(圖6-4)。根據嚙合面上法向力相等，可求出主、從動(dòng)齒輪圓周力之比
(2-1)
圖2-2雙曲面齒輪副受力情況
式中,F1、F2分別為主、從動(dòng)齒輪的圓周力；β1、β2分別為主、從動(dòng)齒輪的螺旋角。
螺旋角是指在錐齒輪節錐表面展開(kāi)圖上的齒線(xiàn)任意一點(diǎn)A的切線(xiàn)TT與該點(diǎn)和節錐頂點(diǎn)連線(xiàn)之間的夾角。在齒面寬中點(diǎn)處的螺旋角稱(chēng)為中點(diǎn)螺旋角(圖2-2)。通常不特殊說(shuō)明，則螺旋角系指中點(diǎn)螺旋角。
雙曲面齒輪傳動(dòng)比為
(2-2)
式中，——雙曲面齒輪傳動(dòng)比；、分別——主、從動(dòng)齒輪平均分度圓半徑。
螺旋錐齒輪傳動(dòng)比為
(2-3)
令，則。由于>，所以系數K>1，一般為1.25～1.50。
這說(shuō)明：
1)當雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪尺寸相同時(shí)，雙曲面齒輪傳動(dòng)有更大的傳動(dòng)比。
2)當傳動(dòng)比一定，從動(dòng)齒輪尺寸相同時(shí)，雙曲面主動(dòng)齒輪比相應的螺旋錐齒輪有較大的直徑，較高的輪齒強度以及較大的主動(dòng)齒輪軸和軸承剛度。
3)當傳動(dòng)比一定，主動(dòng)齒輪尺寸相同時(shí)，雙曲面從動(dòng)齒輪直徑比相應的螺旋錐齒輪為小，因而有較大的離地間隙。
另外，雙曲面齒輪傳動(dòng)比螺旋錐齒輪傳動(dòng)還具有如下優(yōu)點(diǎn)：
1)在工作過(guò)程中，雙曲面齒輪副不僅存在沿齒高方向的側向滑動(dòng)，而且還有沿齒長(cháng)方向的縱向滑動(dòng)�？v向滑動(dòng)可改善齒輪的磨合過(guò)程，使其具有更高的運轉平穩性。
2)由于存在偏移距，雙曲面齒輪副使其主動(dòng)齒輪的大于從動(dòng)齒輪的，這樣同時(shí)嚙合的齒數較多，重合度較大，不僅提高了傳動(dòng)平穩性，而且使齒輪的彎曲強度提高約30％。
3)雙曲面齒輪傳動(dòng)的主動(dòng)齒輪直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合輪齒的當量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪為大，其結果使齒面的接觸強度提高。
4)雙曲面主動(dòng)齒輪的變大，則不產(chǎn)生根切的最小齒數可減少，故可選用較少的齒數，有利于增加傳動(dòng)比。
5)雙曲面齒輪傳動(dòng)的主動(dòng)齒輪較大，加工時(shí)所需刀盤(pán)刀頂距較大，因而切削刃壽命較長(cháng)。6)雙曲面主動(dòng)齒輪軸布置在從動(dòng)齒輪中心上方，便于實(shí)現多軸驅動(dòng)橋的貫通，增大傳動(dòng)軸的離地高度。布置在從動(dòng)齒輪中心下方可降低萬(wàn)向傳動(dòng)軸的高度，有利于降低轎車(chē)車(chē)身高度，并可減小車(chē)身地板中部凸起通道的高度。
但是，雙曲面齒輪傳動(dòng)也存在如下缺點(diǎn)：
1)沿齒長(cháng)的縱向滑動(dòng)會(huì )使摩擦損失增加，降低傳動(dòng)效率。雙曲面齒輪副傳動(dòng)效率約為96％，螺旋錐齒輪副的傳動(dòng)效率約為99％。
2)齒面間大的壓力和摩擦功，可能導致油膜破壞和齒面燒結咬死，即抗膠合能力較低。3)雙曲面主動(dòng)齒輪具有較大的軸向力，使其軸承負荷增大。
4)雙曲面齒輪傳動(dòng)必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油，螺旋錐齒輪傳動(dòng)用普通潤滑 油即可。
由于雙曲面齒輪具有一系列的優(yōu)點(diǎn)，因而它比螺旋錐齒輪應用更廣泛。
一般情況下，當要求傳動(dòng)比大于4.5而輪廓尺寸又有限時(shí)，采用雙曲面齒輪傳動(dòng)更合理。這是因為如果保持主動(dòng)齒輪軸徑不變，則雙曲面從動(dòng)齒輪直徑比螺旋錐齒輪小。當傳動(dòng)比小于2時(shí)，雙曲面主動(dòng)齒輪相對螺旋錐齒輪主動(dòng)齒輪顯得過(guò)大，占據了過(guò)多空間，這時(shí)可選用螺旋錐齒輪傳動(dòng)，因為后者具有較大的差速器可利用空間。對于中等傳動(dòng)比，兩種齒輪傳動(dòng)均可采用。
單級主減速器由一對圓錐齒輪、，具有結構簡(jiǎn)單、質(zhì)量小、低、使用簡(jiǎn)單等優(yōu)點(diǎn)。但是其主傳動(dòng)比i0不能太大，一般i0≤7，進(jìn)一步提高i0將增大從動(dòng)齒輪直徑，從而減小離地間隙，且使從動(dòng)齒輪熱處理困難。
鑒于單級主減速器廣泛應用于轎車(chē)和輕、中型貨車(chē)的驅動(dòng)橋中。雙曲面齒輪優(yōu)點(diǎn)突出，所以采用的是雙曲面齒輪單級減速器。
2.2 主減速器主從動(dòng)錐齒輪的支承方案選擇主減速器中必須保證主、從動(dòng)齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質(zhì)量、裝配調整及軸承、主減速器殼體的剛度有關(guān)以外，與齒輪的支承剛度密切相關(guān)。
2.2.1 主動(dòng)錐齒輪的支承主動(dòng)錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。
懸臂式支承結構(圖2-3a)的特點(diǎn)是在錐齒輪大端一側采用較長(cháng)的軸頸，其上安裝兩個(gè)圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長(cháng)度倪和增加兩支承間的距離b，以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開(kāi)錐頂的軸向力由靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。為了盡可能地增加支承剛度，支承距離b應大于2.5倍的懸臂長(cháng)度a，且應比齒輪節圓直徑的70％還大，另外靠近齒輪的軸徑應不小于尺寸a。為了方便拆裝，應使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的支承軸徑大些�？拷X輪的支承軸承有時(shí)也采用圓柱滾子軸承，這時(shí)另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸承。支承剛度除了與軸承形式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長(cháng)度有關(guān)以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關(guān)。
圖2-3 主減速器錐齒輪的支承形式
a)主動(dòng)錐齒輪懸臂式 b)主動(dòng)錐齒輪跨置式 c)從動(dòng)錐齒輪
懸臂式支承結構簡(jiǎn)單，支承剛度較差，用于傳遞轉矩較小的轎車(chē)、輕型貨車(chē)的單級主減速器及許多雙級主減速器中。
跨置式支承結構(圖2-3b)的特點(diǎn)是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。此外，由于齒輪大端一側軸頸上的兩個(gè)相對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動(dòng)齒輪軸的長(cháng)度，使布置更緊湊，并可減小傳動(dòng)軸夾角，有利于整車(chē)布置。但是跨置式支承必須在主減速器殼體上有支承導向軸承所需要的軸承座，從而使主減速器殼體結構復雜，加工成本提高。另外，因主、從動(dòng)齒輪之間的空間很小，致使主動(dòng)齒輪的導向軸承尺寸受到限制，有時(shí)甚至布置不下或使齒輪拆裝困難�？缰檬街С兄械膶蜉S承都為圓柱滾子軸承，并且內外圈可以分離或根本不帶內圈。它僅承受徑向力，尺寸根據布置位置而定，是易損壞的一個(gè)軸承。
在需要傳遞較大轉矩情況下，最好采用跨置式支承。本設計例題是主減速器傳遞轉矩較小的貨車(chē)，因此采用懸臂式支承結構。
2.2.2 從動(dòng)錐齒輪的支承從動(dòng)錐齒輪的支承(圖2-3c)，其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間的分布比例有關(guān)。從動(dòng)錐齒輪多用圓錐滾子軸承支承。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內，以減小尺寸c+d。為了使從動(dòng)錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩定性，c+d應不小于從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑的70％。為了使載荷能盡量均勻分配在兩軸承上，應盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。在具有大的主傳動(dòng)比和徑向尺寸較大的從動(dòng)錐齒輪的主減速器中，為了限制從動(dòng)錐齒輪因受軸向力作用而產(chǎn)生偏移，在從動(dòng)錐齒輪的外緣背面加設輔助支承(圖2-4)。輔助支承與從動(dòng)錐齒輪背面之間的間隙，應保證偏移量達到允許極限時(shí)能制止從動(dòng)錐齒輪繼續變形。主、從動(dòng)齒輪受載變形或移動(dòng)的許用偏移量如圖2-5所示。
圖2-4 從動(dòng)錐齒輪輔助支承 圖2-5 主、從動(dòng)錐齒輪的許用偏移量
2.3 主減速器的基本參數選擇和設計計算 2.3.1 主減速比的確定主減速比i0的大小，對主減速器的結構型式、輪廓尺寸及質(zhì)量的大小影響很大。主減速比i0的選擇，應在汽車(chē)總體設計時(shí)和傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比(包括變速器、分動(dòng)器和加力器、驅動(dòng)橋等傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比)一起，由汽車(chē)的整車(chē)動(dòng)力計算來(lái)確定。正如傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比及其變化范圍( ／ )為設計傳動(dòng)系組成部分的重要依據一樣，驅動(dòng)橋的主減速比是主減速器的設計依據，是設計主減速器時(shí)的原始參數。
傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比(其中包括，主減速比i0)，對汽車(chē)的動(dòng)力性、燃料性有非常重大的影響，發(fā)動(dòng)機的工作條件也和汽車(chē)傳動(dòng)系的傳動(dòng)比(包括主減速比)有關(guān)�？刹捎脙�(yōu)化設計方法對發(fā)動(dòng)機參數與傳動(dòng)系的傳動(dòng)比以及主減速比i0進(jìn)行最優(yōu)匹配。
對于具有很大功率的轎車(chē)、客車(chē)、長(cháng)途 汽車(chē)，尤其是對競賽汽車(chē)來(lái)說(shuō)，在給定發(fā)動(dòng)機最大功率 的情況下，所選擇的 值應能保證這些汽車(chē)有盡可能高的最高車(chē)速 。這時(shí)i0值應按下式來(lái)確定： 和
（2-4）
式中： ——車(chē)輪的滾動(dòng)半徑，m；
——最大功率時(shí)的發(fā)動(dòng)機轉速，r／min；
——汽車(chē)的最高車(chē)速，km／h；
——變速器最高擋傳動(dòng)比，通常為1。
對于其他汽車(chē)來(lái)說(shuō)，為了用稍微降低最高車(chē)速 的辦法來(lái)得到足夠的功率儲備，主減速比i0一般應選得比按式(6-1)求得的要大10％～25％，即按下式選擇：
(2-5)
式中： ——變速器最高擋(直接擋或超速擋)傳動(dòng)比；
——分動(dòng)器或加力器高擋傳動(dòng)比；
——輪邊減速器傳動(dòng)比。
按式(2-4)或式(2-5)求得的i0值應與同類(lèi)汽車(chē)的主減速比相比較，并考慮到主、從動(dòng)主減速齒輪可能有的齒數，對i0值予以校正并最后確定下來(lái)。
2.3.2 主減速器齒輪計算載荷確定除了主減速比i0及驅動(dòng)橋離地間隙外，另一項原始參數便是主減速器齒輪的計算載荷。由于汽車(chē)行駛時(shí)傳動(dòng)系載荷的不穩定性，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。這里采用格里森齒制錐齒輪計算載荷的三種確定方法。
(1)按發(fā)動(dòng)機最大轉矩和最低擋傳動(dòng)比確定從動(dòng)錐齒輪的計算轉矩
(2-6)
式中，——計算轉矩(N·m)；
——計算驅動(dòng)橋數；
——主減速器傳動(dòng)比；
——變速器一擋傳動(dòng)比；
——分動(dòng)器傳動(dòng)比；
——發(fā)動(dòng)機到萬(wàn)向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率；
——液力變矩器變矩系數， , ——最大變矩系數；
——發(fā)動(dòng)機最大轉矩（N·m）；
Kd——猛接離合器所產(chǎn)生的動(dòng)載系數，液力自動(dòng)變速器Kd=1，手動(dòng)操縱的變速器高性能賽車(chē)Kd=3，性能系數fi=0的汽車(chē)Kd=1；fi>0的汽車(chē)Kd=2或由經(jīng)驗選定。其計算公式如下：
注： 與 選取參看下表
表2-1 n與if選取表
(2)按驅動(dòng)輪打滑轉矩確定從動(dòng)錐齒輪的計算轉矩
(2-7)
式中，——計算轉矩(N·m)；
——滿(mǎn)載狀態(tài)下一個(gè)驅動(dòng)橋上的靜載荷（N）；
——汽車(chē)最大加速度時(shí)的后軸負載荷轉移系數，乘用車(chē)： 1.2～1.4，商用車(chē)：1.1～1.2；
——輪胎與路面間的附著(zhù)系數，在安裝一般輪胎的汽車(chē)在良好的混凝土或瀝青路上，取0.85，對于安裝防側滑輪胎的乘用車(chē)可取1.25，對于越野車(chē)一般取1.0；
——主減速器從動(dòng)齒輪到車(chē)輪之間的傳動(dòng)比；
——主減速器主動(dòng)齒輪到車(chē)輪之間的傳動(dòng)效率；
(3)按汽車(chē)日常行駛平均轉矩確定從動(dòng)錐齒輪的計算轉矩Tcf
(2-8)
式中，Tcf——計算轉矩(N·m)；
Ga——汽車(chē)滿(mǎn)載總重量；
fR——道路滾動(dòng)阻力系數，對于轎車(chē)可取0.010~0.015；對于貨車(chē)可取0.015~0.020；對于越野車(chē)可取0.020～0.035
fH——平均爬坡能力系數，對于轎車(chē)可取0.08；對于貨車(chē)和公共汽車(chē)可取0.05~0.09；長(cháng)途公共汽車(chē)可取0.06～0.10對于越野車(chē)可取0.09～0.30
fi——汽車(chē)性能系數，取值同前。其它參數同前。
用式(6-3)和式(6-4)求得的計算轉矩是從動(dòng)錐齒輪的最大轉矩，不同于用式(6-5)求得的日常行駛平均轉矩。當計算錐齒輪最大應力時(shí)，計算轉矩取前面兩種的較小值，即；當計算錐齒輪的疲勞壽命時(shí)，取Tcf。
主動(dòng)錐齒輪的計算轉矩為
(2-9)
式中，——主動(dòng)錐齒輪的計算轉矩(N·m)；
——主傳動(dòng)比；
——主、從動(dòng)錐齒輪間的傳動(dòng)效率。計算時(shí)，對于弧齒錐齒輪副，取95％；對于雙曲面齒輪副，當>6時(shí)，取85％，當≤6時(shí)，取90％。
結合本設計，按照式（2-6）計算Tce：
n=1，i0=2.95，i1 =4，沒(méi)有分動(dòng)器則if = 1，η = 0.9，k =1，Temax=285 N·m，性能系數fi=0則Kd=1，代入式（2-6）得：
Tce=1513.35 N·m
按式（2-7）計算驅動(dòng)輪打滑轉矩確定的從動(dòng)錐齒輪計算轉矩Tcs：
Tcs=4781.3 N·m
當計算錐齒輪最大應力時(shí)，計算轉矩Tc=min[Tce ,Tcs]=9726.5 N·m
按式（2-8）計算按汽車(chē)日常行駛平均轉矩確定從動(dòng)錐齒輪的計算轉矩Tcf：
各參數取值表
則代入式（2-8）可得：Tcf=723.885 N·m
2.3.3 主減速器錐齒輪基本參數的選擇主減速器錐齒輪的主要參數有主、從動(dòng)錐齒輪齒數z1和z2、從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬和、雙曲面齒輪副的偏移距E、中點(diǎn)螺旋角、法向壓力角等。
1）主、從動(dòng)錐齒輪齒數z1和z2
選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數時(shí)應考慮如下因素：
（1）為了磨合均勻，z1、z2之間應避免有公約數。
（2）為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動(dòng)齒輪齒數和應不少于40。
（3）為了嚙合平穩、，噪聲小和具有高的疲勞強度，對于轎車(chē)，z1一般不少于9；對于貨車(chē)，z1一般不少于6。
（4）當主傳動(dòng)比較大時(shí)，盡量使取得少些，以便得到滿(mǎn)意的離地間隙。當i0≥6時(shí)，z1可取最小值并等于5，但為了嚙合平穩并提高疲勞強度常大于5；當i0較小時(shí)（3.5～5），z1可取7～12。
（5）對 于不同的主傳動(dòng)比，z1和z2應有適宜的搭配。
表2-2 載貨汽車(chē)驅動(dòng)橋主減速器主動(dòng)錐齒輪齒數
參照詳見(jiàn)參考文獻［1］，選擇從動(dòng)錐齒輪齒數。
根據本設計例題傳動(dòng)比，查表2-2可以選擇主動(dòng)錐齒輪齒數為z1 =14，查表6-3可以選擇從動(dòng)錐齒輪齒數為z2 =43，重新計算傳動(dòng)比i0=3.07，可以反算出計算轉矩Tc=min[Tce ,Tcs]=1574.91 N·m。
2）從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數ms的選擇。
對于單級主減速器，D2對驅動(dòng)橋殼尺寸有影響，D2大將影響橋殼離地間隙；D2小則影響跨置式主動(dòng)齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。
D2可根據經(jīng)驗公式初選
(2-10)
式中，D2——從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑(mm)；
KD2——直徑系數，一般為13.0～16.0；
——從動(dòng)錐齒輪的計算轉矩(N·m)，。
ms由下式計算
(2-11)
式中，ms——齒輪端面模數。
同時(shí)，ms還應滿(mǎn)足
(2-12)
式中，——模數系數，取0.3～0.4。最后取(6-8) 、(6-9)計算結果的較小值。
也可以根據主動(dòng)錐齒輪的計算轉矩計算主動(dòng)錐齒輪大端模數：
(2-13)
根據本設計例題各參數，直徑系數KD2可取為15.0，從動(dòng)錐齒輪的計算轉矩計算轉矩Tc=min[Tce ,Tcs]=1574.91 N·m，則D2=175mm，根據式（2-11）從動(dòng)錐齒輪端面模數ms=4mm，通過(guò)式（2-12）進(jìn)行驗算取較小值并取整為ms≈4mm。同理可得主動(dòng)錐齒輪：mz=4.5mm，則主動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑D1= mz×z1=63mm。
3）主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬b1和b2
錐齒輪齒面過(guò)寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會(huì )導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面寬過(guò)窄及刀尖圓角過(guò)小。這樣，不但減小了齒根圓角半徑，加大了應力集中，還降低了刀具的使用壽命。此外，在安裝時(shí)有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因，使齒輪工作時(shí)載荷集中于輪齒小端，會(huì )引起輪齒小端過(guò)早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過(guò)寬也會(huì )引起裝配空間的減小。但是齒面過(guò)窄，輪齒表面的耐磨性會(huì )降低。
從動(dòng)錐齒輪齒面寬推薦b2不大于其節錐距A2的0.3倍，即b2≤0.3A2，但b2應滿(mǎn)足b2≤10ms，一般也推薦b2=0.155D2。對于螺旋錐齒輪，b1一般比b2大10％。
則根據本設計例題各參數，按照齒輪的計算載荷來(lái)計算并圓整得：b2=27 mm，b1=30 mm。
4）雙曲面齒輪副偏移距E及偏移方向選擇
E值過(guò)大將使齒面縱向滑動(dòng)過(guò)大，從而引起齒面早期磨損和擦傷；E值過(guò)小，則不能發(fā)揮雙曲面齒輪傳動(dòng)的特點(diǎn)。一般對于轎車(chē)和輕型貨車(chē)E≤0.2D2且E≤40％A2；對于中、重型貨車(chē)、越野車(chē)和大客車(chē)，E≤(0.10～0.12) D2。另外，主傳動(dòng)比越大，則E也應越大，但應保證齒輪不發(fā)生根切。
雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和下偏移兩種。由從動(dòng)齒輪的錐頂向其齒面看去，并使主動(dòng)齒輪處于右側，如果主動(dòng)齒輪在從動(dòng)齒輪中心線(xiàn)的上方，則為上偏移；在從動(dòng)齒輪中心線(xiàn)下方，則為下偏移。如果主動(dòng)齒輪處于左側，則情況相反。圖6-8a、b為主動(dòng)齒輪軸線(xiàn)下偏移情況，圖6-8c、d為主動(dòng)齒輪軸線(xiàn)上偏移情況。
則根據本設計例題各參數，E≤0.2D2=32mm且E≤40％A2=29.5mm，考慮到載貨汽車(chē)，盡量取小值，可取為E=0.15D2=30mm，由于采用雙曲面齒輪，因此選擇主動(dòng)錐齒輪下偏移，左旋，從動(dòng)錐齒輪右旋。
圖2-6 雙曲面齒輪的偏移和螺旋方向
a)、b)主動(dòng)齒輪軸線(xiàn)下偏移 c)、d)主動(dòng)齒輪軸線(xiàn)上偏移
5）中點(diǎn)螺旋角β
螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小。
弧齒錐齒輪副的中點(diǎn)螺旋角是相等的，雙曲面齒輪副的中點(diǎn)螺旋角是不相等的，而且β1>β2, β1與β2之差稱(chēng)為偏移角ε。
選擇β時(shí)，應考慮它對齒面重合度εF、輪齒強度和軸向力大小的影響。β越大，則εF也越大，同時(shí)嚙合的齒數越多，傳動(dòng)就越平穩，噪聲越低，而且輪齒的強度越高。一般εF應不小于1.25，在1.5～2.0時(shí)效果最好。但是β過(guò)大，齒輪上所受的軸向力也會(huì )過(guò)大。
汽車(chē)主減速器弧齒錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為35°～40°。轎車(chē)選擇較大的β值以保證較大的εF，使運轉平穩，噪聲低；貨車(chē)選用較小β值以防止軸向力過(guò)大，通常取35°。
也可以根據“格里森”制推薦預選主從動(dòng)錐齒輪螺旋角名義值公式進(jìn)行預選：
(2-14)
螺旋角名義值還需要按照選用的標準刀號進(jìn)行反算螺旋角，最終得到的螺旋角名義值 與β1之差不超過(guò)5°，詳見(jiàn)參考文獻［1］。
(2-15)
其中ε——雙曲面齒輪傳動(dòng)偏移角的近似值
(2-16)
平均螺旋角
(2-17)
雙曲面齒輪中點(diǎn)螺旋角具體選取結果，必須經(jīng)過(guò)繁瑣計算才能確定，詳見(jiàn)后面計算程序計算結果。
6）螺旋方向
從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線(xiàn)上 半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、從動(dòng)錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受軸向力的方向。當變速器掛前進(jìn)擋時(shí)，應使主動(dòng)齒輪的軸向力離開(kāi)錐頂方向，這樣可使主、從動(dòng)齒輪有分離趨勢，導致輪齒卡死而損壞。
左旋齒輪使用左手法則判斷軸向力方向，拇指指向軸向力方向，其余四指握起方向就是齒輪旋轉方向；右旋齒輪使用右手法則判斷軸向力方向，拇指指向軸向力方向，其余四指握起方向就是齒輪旋轉方向。
因此，當發(fā)動(dòng)機旋轉方向為逆時(shí)針時(shí)，采用主動(dòng)錐齒輪左旋，使軸向力離開(kāi)錐頂方向。
7）法向壓力角α
法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數。但對于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀尖寬度過(guò)小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對于輕負荷工作的齒輪一般采用小壓力角，可使齒輪運轉平穩，噪聲低。對于弧齒錐齒輪，轎車(chē)：α一般選用14°30′或16°；貨車(chē)：α為20°；重型貨車(chē)：α為22°30′。對于雙曲面齒輪，大齒輪輪齒兩側壓力角是相同的，但小齒輪輪齒兩側的壓力角是不等的，選取平均壓力角時(shí)，轎車(chē)為19°或20°，貨車(chē)為20°或22°30′。
結合本例，由于是SUV轎車(chē)，因此從動(dòng)錐齒輪取α=19°，主動(dòng)錐齒輪選取平均壓力角α=20°。
2.3.4 主減速器主動(dòng)錐齒輪幾何尺寸的計算步驟詳見(jiàn)參考文獻[1]。
表2-4 當z1<21、z2/z1>2時(shí)雙曲面大齒輪頂高系數表
表2-5 雙曲面齒輪傳動(dòng)的齒側間隙B
為提高計算效率，編寫(xiě)VB成程序進(jìn)行計算!（程序代碼詳見(jiàn)光盤(pán)）
結合本例，可以計算出如下結果：
小齒輪節錐角(度)： 20.8650266822217
大齒輪節錐角(度)： 68.7296049761429
小齒輪中點(diǎn)螺旋角(度)： 42.7626669216693
大齒輪中點(diǎn)螺旋角(度)： 30.2002039246829
大齒輪節錐定點(diǎn)到小齒輪軸線(xiàn)的距離(mm)： .5285959
大齒輪節錐距(mm)： 93.89633
大齒輪齒頂角(分)： 39.457578176692 （雙重收縮齒）
大齒輪齒根角(分)： 192.645822862673 （雙重收縮齒）
大齒輪齒頂高(mm)： 1.17892384756845
大齒輪齒根高(mm)： 6.7091181673089
徑向間隙(mm)：0.9535749
大齒輪齒全高(mm)： 7.88804201487735
大齒輪齒工作高(mm)： 6.93446706620405
大齒輪的面錐角(度)： 69.3872312790877
大齒輪的根錐角(度)： 65.518841261765
大齒輪外圓直徑(mm)： 175.855355873444
大齒輪外緣至小齒輪軸線(xiàn)的距離(mm)： 32.4355352494945
大齒輪面錐頂點(diǎn)至小齒輪軸線(xiàn)的距離(mm)： .636749207844274
大齒輪根錐頂點(diǎn)至小齒輪軸線(xiàn)的距離(mm)：-1.06471851719094
小齒輪的面錐角(度)： 23.9607589134499
小齒輪面錐頂點(diǎn)之大齒輪軸線(xiàn)的距離(mm)： 3.59045011672397
小齒輪外緣至大齒輪軸線(xiàn)的距離(mm)： 84.9720197752827
小齒輪輪齒前緣至大齒輪軸線(xiàn)的距離(mm)： 58.1775371802936
小齒輪的外圓直徑(mm)： 78.7157907503169
小齒輪根錐頂點(diǎn)至大齒輪軸線(xiàn)的距離(mm)：-.845742541368624
小齒輪的根錐角(度)： 20.1593210754445
2.3.5 “格里森”制主減速器錐齒輪強度計算在選好主減速器錐齒輪主要參數后，可根據所選擇的齒形計算錐齒輪的幾何尺寸，而后根據所確定的計算載荷進(jìn)行強度驗算，以保證錐齒輪有足夠的強度和壽命。
輪齒損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過(guò)載折斷、齒面點(diǎn)蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。下面所介紹的強度驗算是近似的，在實(shí)際設計中還要依據臺架和道路試驗及實(shí)際使用情況等來(lái)。
1） 單位齒長(cháng)圓周力
主減速器錐齒輪的表面耐磨性常用輪齒上的單位齒長(cháng)圓周力來(lái)估算
(2-18)
式中，p——輪齒上單位齒長(cháng)圓周力；
F——作用在輪齒上的圓周力；
——從動(dòng)齒輪齒面寬。
按發(fā)動(dòng)機最大轉矩計算時(shí)
(2-19)
式中，——變速器傳動(dòng)比；
D1——主動(dòng)錐齒輪中點(diǎn)分度圓直徑(mm)；其它符號同前。
按驅動(dòng)輪打滑轉矩計算時(shí)
(2-20)
式中符號同前。
許用的單位齒長(cháng)圓周力[p]見(jiàn)表2-6。在現代汽車(chē)設計中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，[p]有時(shí)高出表中數值的20％～25％。
表2-6 單位齒長(cháng)圓周力許用值[p]
按發(fā)動(dòng)機最大轉矩計算時(shí)，
p=2×285×4×103/（63×27）=1340 N/mm <[p]，滿(mǎn)足設計要求。
按最大附著(zhù)力矩計算時(shí)，
p=2×9726.5×0.36865×103×1/(175×27)=1517.7 N/mm<[p]
2）輪 齒彎曲強度
錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為
(2-21)
式中，σw——錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力(MPa)；
Tc——所計算齒輪的計算轉矩(N·m)，對于從動(dòng)齒輪，Tc=和，對于主動(dòng)齒輪，Tc還要按式(2-9)換算；
——過(guò)載系數，一般取1；
——尺寸系數，它反映了性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關(guān)，當≥1.6mm時(shí)，=(／25.4)。
——齒面載荷分配系數，跨置式結構：=1.0～1.1，懸臂式結構：=1.10～1.25；
——質(zhì)量系數，當輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，=1.0；
b——所計算的齒輪齒面寬(mm)；
D——所討論齒輪大端分度圓直徑(mm)；
——所計算齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數。
上述按計算的最大彎曲應力不超過(guò)700MPa；按計算的疲勞彎曲應力不應超過(guò)210MPa，破壞的循環(huán)次數——次。
結合本例題，因為從動(dòng)齒輪受力大，所以應該計算從動(dòng)齒輪輪齒彎曲強度：
（1）按計算的最大彎曲應力：
其中，Tc=1574.91 N·m，ks=0.63，懸臂式支承結構km取1.10，Jw=0.25，其他參數取值同前。
則σw =2×1574.91×0.63×1.10×103/（4×30×175×0.238）=436.7 Mpa<[σw]，此計算結果滿(mǎn)足要求。
（2）按Tcf計算的疲勞接觸應力：
其中Tcf=723.885 N·m，ks=0.63，懸臂式支承結構km取1.10，Jw=0.135，其他參數取值同前計算：
則σw =2×723.885×0.63×1.10×103/（4×30×175×0.135）=353.8993Mpa<[σw]，此計算結果也滿(mǎn)足要求。
3） 輪齒接觸強度
錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為
(2-22)
式中，——錐齒輪輪齒的齒面接觸應力(MPa)；
——主動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑(mm)；
b取和的較小值(mm)；
——尺寸系數，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，通常取1.0；
——齒面品質(zhì)系數，它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)(如鍍銅、磷化處理等)，對于制造精確的齒輪，取1.0；
——綜合彈性系數，針對鋼齒輪，取232.6N／mm；
JJ——齒面接觸強度的綜合系數，取法見(jiàn)參考文獻[1]；
上述按計算的最大接觸應力不應超過(guò)2800MPa，按計算的疲勞接觸應力不應超過(guò)1750MPa。主、從動(dòng)齒輪的齒面接觸應力是相同的，破壞的循環(huán)次數——次。
結合本設計，計算主動(dòng)齒輪輪齒接觸強度。
（1）按計算的最大接觸應力：
其中，Tz=547.7 N·m，懸臂式支承結構km取1.10，JJ=0.135，其他參數取值同前。
得σJ 小于許用應力，此計算結果滿(mǎn)足要求。
（2）按Tcf計算的疲勞接觸應力：
其中，Tz=270 N·m，懸臂式支承結構km取1.10，JJ=0.135，其他參數取值同前。
得σJ小于許用應力，此計算結果也滿(mǎn)足要求
2.3.6錐齒輪的材料選擇汽車(chē)驅動(dòng)橋錐齒輪的工作條件非常惡劣，與傳動(dòng)系其它齒輪相比較，具有載荷大、作用時(shí)間長(cháng)、變化多、有沖擊等特點(diǎn)。其損壞形式主要有輪齒根部彎曲折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕（剝落）、磨損和擦傷等。它是傳動(dòng)系中的薄弱環(huán)節。錐齒輪材料應滿(mǎn)足如下要求：
1）具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性。
2）輪齒芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。
3）鍛造性能、切削加工性能及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規律易控制。
4）選擇合金材料時(shí)，盡量少用含鎳、鉻元素的材料（我國礦藏量少），而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。
汽車(chē)主減速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20Mn2TiB、20CrMnMo、22CrNiMo和l6SiMn2WMoV等。
滲碳合金鋼的優(yōu)點(diǎn)是表面可得到含碳量較高的硬化層(一般碳的質(zhì)量分數為0.8％~1.2％)，具有相當高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性，故這類(lèi)材料的彎曲強度、表面接觸強度和承受沖擊的能力均較好。由于較低的含碳量，使鍛造性能和切削加工性能較好。其主要缺點(diǎn)是熱處理費用高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時(shí)可能產(chǎn)生塑性變形，如果滲透層與芯部的含碳量相差過(guò)多，便會(huì )引起表面硬化層剝落。經(jīng)過(guò)滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到58~64HRC，而心部硬度較低，當端面模數m＞8時(shí)為29~45HRC，當端面模數m≤8時(shí)為32~45HRC。對滲碳層有如下規定：
當端面模數m≤5時(shí)，厚度為0.9~1.3mm
m=5~8時(shí)，厚度為1.0~1.4mm
m＞8時(shí)，厚度為1.2~1.6mm
為改善新齒輪的磨合，防止其在運行初期出現早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理及精加工后，作厚度為0.005～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進(jìn)行應力噴丸處理，可提高25％的齒輪壽命。對于滑動(dòng)速度高的齒輪，可進(jìn)行滲硫處理以提高耐磨性。滲硫后摩擦因數可顯著(zhù)降低，即使潤滑條件較差，也能防止齒面擦傷、咬死和膠合。
3 對稱(chēng)錐齒輪式差速器設計 3.1 差速器齒輪主要參數選擇
1）行星齒輪數
行星齒輪數n需根據承載情況來(lái)選擇。本設計中�。�=4。
2）行星齒輪球面半徑的 的確定
行星齒輪球面半徑反映了差速器錐齒輪節錐距的大小和承載能力，可根據經(jīng)驗公式來(lái)確定
(3-1)
式中，為行星齒輪球面半徑系數，=2.5；為差速器計算 轉矩(N·m)，；為球面半徑(mm)。
差速器行星齒輪球面半徑 確定以后，可初步根據下式確定節錐距：
=(0.98～0.99) (3-2)
3）行星齒輪和半軸齒輪齒數的選擇
通常我們取較大的模數使輪齒具有較高的強度，但尺寸會(huì )增大，于是又要求行星齒輪的齒數應取少些，但一般不少于10。半軸齒輪齒數在14～25選用。大多數汽車(chē)的半軸齒輪與行星齒輪的齒數比在1.5～2.0的范圍內。
為使兩個(gè)或四個(gè)行星齒輪能同時(shí)與兩個(gè)半軸齒輪嚙合，兩半軸齒輪齒數和必須能被行星齒輪數整除，否則差速齒輪不能裝配。
4）行星齒輪和半軸齒輪節錐角、及模數
行星齒輪和半軸齒輪節錐角、分別為
（3-3）
錐齒輪大端端面模數為
(3-4)
5）壓力角α
汽車(chē)差速齒輪一般采用壓力角為22°30′、齒高系數為0.8的齒形。某些重型貨車(chē)和礦用車(chē)采用25°壓力角，以提高齒輪強度。
6）行星齒輪軸直徑d及支承長(cháng)度L
行星齒輪軸直徑與行星齒輪安裝孔直徑相同，行星齒輪在軸上的支承長(cháng)度也就是行星齒輪安裝孔的深度。
行星齒輪軸直徑d為
(3-5)
式中，T0——差速器殼傳遞的轉矩(N·m)，也就是從動(dòng)錐齒輪計算轉矩，可取T0=Td=min[Tce,Tcs]進(jìn)行計算。
n——行星齒輪數；
rd——行星齒輪支承面中點(diǎn)到錐頂的距離(mm)，約為半軸齒輪齒寬中點(diǎn)處平均直徑的一半，而半軸齒輪齒寬中點(diǎn)處平均直徑約為0.8d2，即rd≈0.4 d2；
[σc]——支承面許用擠壓應力，取98Mpa。
行星齒輪在軸上的支承長(cháng)度L為
(3-6)
3.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算步驟詳見(jiàn)參考文獻[1]。
3.3 差速器齒輪強度計算差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經(jīng)常處于嚙合傳動(dòng)狀態(tài)，只有當汽車(chē)轉彎或左、右輪行駛不同的路程時(shí)，或一側車(chē)輪打滑而滑轉時(shí)，差速器齒輪才能有嚙合傳動(dòng)的相對運動(dòng)。因此，對于差速器齒輪主要應進(jìn)行彎曲強度計算。輪齒彎曲應力(MPa)為
（3-7）
式中，——行星齒輪數；
——綜合系數；
、分別為半軸齒輪齒寬及其大端分度圓直徑(mm)；
——半軸齒輪計算轉矩(N·m)， ；
、、按主減速器齒輪強度計算的有關(guān)數值選取。
差速器齒輪與主減速器齒輪一樣，基本上都是用滲碳合金鋼制造，目前用于制造差速器錐齒輪的為20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齒輪輪齒要求的精度較低，所以精鍛差速器齒輪工藝已被廣泛應用
結合本例題，進(jìn)行設計計算：
1）主要參數選擇計算
（1）由于是貨車(chē)差速器，行星齒輪數n選擇4個(gè)。
（2）行星齒輪球面半徑Rb和節錐距A0的確定：Rb=28.565圓整為29，A0=28。
（3）確定行星齒輪和半軸齒輪齒數
微型貨車(chē)輪齒強度要求不太高，可以選取行星齒輪齒數z1=12，半軸齒輪齒數z2初選為20，兩個(gè)半軸齒輪齒數和為32，能被行星齒輪數4整除，所以能夠保證裝配，滿(mǎn)足設計要求。
（4）行星齒輪和半軸齒輪節錐角γ1、γ2及錐齒輪大端端面模數m
由式（3-3）計算可得：γ1=31°，γ1=59°
錐齒輪大端端面模數按照式（3-4）計算得：m=2.5mm。
行星齒輪分度圓直徑d1=mz1=30mm；半軸齒輪分度圓直徑d2=mz2=50mm。
（5）壓力角α采用推薦值22°30′，齒高系數為0.8。
（6）行星齒輪軸直徑d及支承長(cháng)度L
按照式（3-6）代入數據計算得：d= 13.7 mm
則行星齒輪在軸上的支承長(cháng)度L=15mm。
2）差速器齒輪的幾何尺寸計算
可以編寫(xiě)程序進(jìn)行計算（程序代碼詳光盤(pán)），計算結果如下：
結合本例，輸入z1=12; z2=20;m=4.0; 切向修正系數τ=-0.051;齒側間隙B=0.102;可得：
齒工作高hg=6.400 mm
齒全高h=7.203 mm
壓力角α=22.5°
節圓直徑d1=48.000 mm,d2=80.000 mm
節錐角γ1=32°, γ2=58°
節錐距A0=46.648mm
齒面寬b=11.321 mm
齒頂高h1′=4.102mm，h2′=2.298mm
齒根高h1′′=3.050mm，h2′′=4.854mm
徑向間隙c=0.803mm
齒根角δ1= 3.686°， δ2= 5.996°
面錐角γ01=36.959°， γ02=62.762°
根錐角γR1=27.278°， γR1=53.041°
外圓直徑d01=55.112mm，d02=82.318mm
節錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離χ01=35.338mm，χ02=20.890mm
3）差速器齒輪強度計算
n=4，J選取0.257，半軸齒輪齒面寬b2=11.3mm，半軸大端分度圓直徑d2前面計算得到64mm，質(zhì)量系數kv取1.0，由于模數m為4.0，大于1.6mm，因此尺寸系數ks計算得0.629，齒面載荷分配系數km取1.0，半軸齒輪計算轉矩T=0.6T0，T0可按照兩種形式計算：
a) 當時(shí)， [σw]=980MPa；則σw=755.5MPa<[σw]滿(mǎn)足設計要求。
b) 當T0=Tcf時(shí)，[σw] =210MPa；則σw=227MPa>[σw]，超過(guò)設計要求8.1%，在采用較好的制造工藝和強度較大的材料后，基本能夠滿(mǎn)足設計要求。如不滿(mǎn)足設計要求，則需要重新選取部分參數重新計算，例如行星齒輪球面半徑系數可取較大值，計算較大的球面半徑，從而預選出較大的節錐距，算出較大的模數，再通過(guò)程序計算出準確的節錐距及其它參數，詳細過(guò)程略。
4 半軸設計計算 4.1 機構形式分析
半軸根據其車(chē)輪端的支承方式不同，可分為半浮式、3／4浮式和 全浮式三種形式。
半浮式半軸的結構特點(diǎn)是半軸外端支承軸承位于半軸套管外端的內孔，車(chē)輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉矩外，其外端還承受由路面對車(chē)輪的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半軸有結構簡(jiǎn)單，質(zhì)量小，尺寸緊湊，造價(jià)低廉的優(yōu)點(diǎn)，但所受載荷復雜且較大，因此多用于質(zhì)量較小，使用條件較好，承載負荷也不大的轎車(chē)和微型、輕型貨車(chē)或客車(chē)上。
3／4浮式半軸的結構特點(diǎn)是半軸外端僅有一個(gè)軸承并裝在驅動(dòng)橋殼半軸套管的端部，直接支承著(zhù)車(chē)輪輪轂，而半軸則以其端部凸緣與輪轂用螺釘聯(lián)接。該形式半軸受載情況與半浮式相似，只是載荷有所減輕，一般僅用在轎車(chē)和輕型貨車(chē)上。
全浮式半軸理論上只承受傳動(dòng)系的轉矩而不承受彎矩，但實(shí)際上由于加工零件的精度和裝配精度影響以及橋殼、軸承支承剛度不足等原因，仍可能使全浮式半軸承受一定彎矩。此種結構廣泛用于輕型以上各種載貨汽車(chē)、越野汽車(chē)和客車(chē)。
4.2 半軸計算半軸的主要尺寸是它的直徑，在設計時(shí)首先根據對使用條件和載荷情況相同或相近的同類(lèi)汽車(chē)同形式半軸的分析比較，大致選定從整個(gè)驅動(dòng)橋的布局來(lái)看比較合適的半軸半徑，然后對他進(jìn)行強度核算。
計算時(shí)應該首先合理的確定在用在半軸上的載荷，應考慮到以下三種可能的載荷工況：
（1）縱向力Fx2（驅動(dòng)力或制動(dòng)力）最大時(shí)，最大值為Fz2φ，附著(zhù)系數φ在計算時(shí)取0.8，側向力Fy2=0。
（2）側向力Fy2最大時(shí)，其最大值為Fz2φ1（汽車(chē)側滑時(shí)），側滑時(shí)輪胎與地面的側向力系數φ1在計算時(shí)取1.0，沒(méi)有縱向力作用。
（3）汽車(chē)通過(guò)不平路面，垂向力Fz2最大，縱向力Fx2和側向力Fy2都為0。
由于車(chē)輪受縱向力和側向力的大小受車(chē)輪與地面最大附著(zhù)力限制，所以?xún)蓚�(gè)方向力的最大值不會(huì )同時(shí)出現。
（1）半軸計算轉矩Tφ及桿部直徑
全浮式半軸只承受轉矩，全浮式半軸的計算載荷可按主減速器從動(dòng)錐齒輪計算轉矩進(jìn)一步計算得到。即
(4-1)
式中，ξ——差速器轉矩分配系數，對于圓錐行星齒輪差速器可取0.6；
[Tce,Tcs]——按發(fā)動(dòng)機最大轉矩和最低擋傳動(dòng)比以及按驅動(dòng)輪打滑轉矩計算較小值確定的主減速器從動(dòng)錐齒輪計算轉矩，單位為N·m，已經(jīng)考慮到傳動(dòng)系中的最小傳動(dòng)比構成。
對半軸進(jìn)行結構設計時(shí)，應注意如下幾點(diǎn)：
桿部直徑可按照下式進(jìn)行初選。
(4-2)
式中，[τ]——許用半軸扭轉切應力，MPa；
d——半軸桿部直徑，mm。
半軸桿部直徑計算結果應根據結構設計向上進(jìn)行圓整。半軸的桿部直徑應小于或等于半軸花鍵的底徑，以便使半軸各部分達到基本等強度。半軸的破壞形式大多是扭轉疲勞損壞，在結構設計時(shí)應盡量增大各過(guò)渡部分的圓角半徑，尤其是凸緣與桿部、花鍵與桿部的過(guò)渡部分，以減小應力集中。對于桿部較粗且外端凸緣也較大時(shí)，可采用兩端用花鍵連接的結構。半軸桿部的強度儲備應低于驅動(dòng)橋其它傳力零件的強度儲備，使半軸起一個(gè)“熔絲”的作用。
根據初選的 ，按應力公式進(jìn)行強度校核。
（2）全浮式半軸強度校核計算
半軸的扭轉切應力為
(4-3)
式中，——半軸扭轉切應力，MPa；
d——半軸直徑，mm。
半軸的扭轉角為
(4-4)
式中，——扭轉角；
——半軸長(cháng)度；
G——剪切彈性模量，查相關(guān)手冊；
——半軸斷面極慣性矩，。
半軸的扭轉切應力考慮到安全系數在1.3~1.6范圍，宜為490～588MPa，單位長(cháng)度轉角不應大于8°/m。
4.3 半軸花鍵計算半軸和半軸齒輪一般采用漸開(kāi)線(xiàn)花鍵連接，對花鍵應進(jìn)行擠壓應力和鍵齒切應力驗算。擠壓應力不大于200MPa，切應力不大于73MPa。
1）半軸花鍵的剪切應力
=43.7 （4-5）
式中： Tφ——半軸計算轉矩，N·m
D——半軸花鍵外徑，mm
d——與之相配的花鍵孔內徑，mm
z——花鍵齒數
LP——花鍵工作長(cháng)度，mm
b——花鍵齒寬，mm
φ——載荷分配不均勻系數，計算時(shí)可取0.75
2）半軸花鍵的擠壓應力
=31.26 （4-6）
式中參數意義同上。
5 驅動(dòng)橋殼設計
驅動(dòng)橋殼設計設計原則：在保證橋殼有足夠的強度和剛度的條件下，應盡量減少橋殼的質(zhì)量，其機構簡(jiǎn)單，制造方便，便于維修人員對其內部件的拆裝，維護和保養，其次，還應該考慮到具體汽車(chē)的型號，使用的條件選擇合理的材料，以減小。
橋殼的結構形式分為三種：可分式橋殼、整體式橋殼和組合式橋殼。綜合考慮選擇整體式橋殼。
整體式橋殼的特點(diǎn)。
如圖5-1所示，整體式橋殼的特點(diǎn)是將整個(gè)橋殼制成一個(gè)整體，橋殼猶如一個(gè)整體的空心梁，其強度和剛度都比較好。這種結構的另一特點(diǎn)是橋殼與主減速器殼分作兩體。主減速器齒輪及差速器總成均裝在與橋殼分開(kāi)的獨立殼體——主減速器殼內，構成一個(gè)單獨的總成——主減速器與差速器總成，調整好后再由橋殼中部前面裝入橋殼內，并與橋殼用螺栓緊固在一起。這種結構對主減速器和差速器的拆裝、調整、維修、保養等都十分方便，更不必把整個(gè)驅動(dòng)橋殼從車(chē)上拆下來(lái)，這是整體式橋殼另一個(gè)很大的優(yōu)點(diǎn)。
圖5-1鋼板沖壓焊接整體式橋殼總稱(chēng)
1-鎖緊螺母；2-止動(dòng)墊圈；3-調整螺母；4-止動(dòng)銷(xiāo)；5-半軸套管襯套；6， 7，8-螺栓彈簧墊圈、螺母；9-橋殼；10-鋼板彈簧座；11-通氣塞；12-減振器下支架；13-擋油片；14-放油螺塞；15-雙頭螺栓；16-彈簧墊圈；17-螺母
整體式橋殼按其制造工藝的不同又可分為鑄造整體式、鋼板沖壓焊接式和鋼管擴張成形式三種。今年來(lái)，由于鋼板沖壓焊接整體式橋殼具有制造工藝簡(jiǎn)單、利用率高、廢品率低、生產(chǎn)效率高以及制造低同時(shí)又具備較高的強度和較小的質(zhì)量等特點(diǎn)，轎車(chē)，輕型、中型載貨汽車(chē)廣泛采用了，而且有部分較大噸位的汽車(chē)業(yè)廣泛采用。
6 三維造型設計
制作方法簡(jiǎn)述：
設置參數，列好關(guān)系。基本參數：模數M=2.5，齒數Z=20，齒寬W=11.5，壓力角A=22°30′，齒頂高系數為0.8，齒底隙系數為0.2，變位系數為0
其中，A為壓力角
DX系列為另一套節圓，基圓，齒頂圓，齒根圓的代號
各關(guān)系如下：
d=m*z
db=d*cos(a)
da=d+2*m*cos(c/2)
df=d-2*1.2*m*cos(c/2)
dx=d-2*w*tan(c/2)
dxb=dx*cos(a)
dxa=dx+2*m*cos(c/2)
dxf=dx-2*1.2*m*cos(c/2)
其中，D為大端分度圓直徑。（圓錐直齒輪的基本幾何尺寸按大端計算）
DX<D DXB<DB DXA<DA DXF<DF
2.插入-----混合------伸出項。
以FRONT為草繪平面，建成以大端DA作第一個(gè)圓，小端DXA作第二個(gè)圓，深度為W的混合實(shí)體。
3.草繪
在大端DF的圓面上繪制DA，D圓。
4.草繪
在小端DXF圓面上繪制DXA，DX圓。如圖：
5.創(chuàng )建第一個(gè)漸開(kāi)線(xiàn)曲線(xiàn)。
在小端DXF的圓面上，通過(guò)輸入方程，創(chuàng )建漸開(kāi)線(xiàn)曲線(xiàn)。其選擇的坐標系為PRT_CSYS_DEF
其方程如下：
afa=60*t
r=dxb/2
x=r*cos(afa)+pi*r*afa/180*sin(afa)
y=r*sin(afa)-pi*r*afa/180*cos(afa)
z=0
選擇‘ 文件--------保存---------關(guān)閉’，確定，即可創(chuàng )建第一個(gè)漸開(kāi)線(xiàn)曲線(xiàn)。如圖：
6.創(chuàng )建基準點(diǎn)。
選擇漸開(kāi)線(xiàn)曲線(xiàn)和直徑為DX的節圓，即可創(chuàng )建基準點(diǎn)PINT0。
7.創(chuàng )建基準軸
點(diǎn)擊基準軸命令，選擇混合實(shí)體，即可創(chuàng )建基準軸。
8.創(chuàng )建平面。
選擇基準軸和基準點(diǎn)PINT0，即可創(chuàng )建平面DIM1。
9.創(chuàng )建平面。
選擇平面DIM1和基準軸，以90/Z為旋轉角度旋轉，即可創(chuàng )建平面DIM2。
但DIM2的創(chuàng )建，必定要保證漸開(kāi)線(xiàn)曲線(xiàn)能鏡像成齒輪的輪齒的大體形狀；否則，要改變DIM2的旋轉方向。
10.鏡像
將漸開(kāi)線(xiàn)曲線(xiàn)以平面DIM2為鏡像平面鏡像。如圖：
11.創(chuàng )建坐標系。
以PRT_CSYS_DEF為參照，以W為距離創(chuàng )建坐標系CS1。如圖：
12.創(chuàng )建第二個(gè)漸開(kāi)線(xiàn)曲線(xiàn)
在大端DF的圓面上，通過(guò)輸入方程，創(chuàng )建漸開(kāi)線(xiàn)曲線(xiàn)。其選擇的坐標系為CS1。
其方程如下：
afa=60*t
r=db/2
x=r*cos(afa)+pi*r*afa/180*sin(afa)
y=r*sin(afa)-pi*r*afa/180*cos(afa)
z=0
這里將DXB換成了DB。其結果如下：
13.創(chuàng )建基準點(diǎn)。
選擇第二個(gè)漸開(kāi)線(xiàn)曲線(xiàn)和直徑為D的節圓，即可創(chuàng )建基準點(diǎn)PIN1。
14.創(chuàng )建平面
選擇基準點(diǎn)PIN1和基準軸，即可創(chuàng )建DIM3。
15.創(chuàng )建平面
選擇平面DIM3和基準軸，以90/Z為旋轉角度旋轉，創(chuàng )建平面DIM4。
但DIM4的創(chuàng )建，必定要保證漸開(kāi)線(xiàn)曲線(xiàn)能鏡像成齒輪的輪齒的大體形狀；否則，要改變DIM4的旋轉方向。
16.鏡像.
選擇漸開(kāi)線(xiàn)曲線(xiàn)，以平面DIM4為鏡像平面鏡像.如圖：
17.插入---------混合----------切口
草繪截面，混合成具有齒輪齒槽形狀的實(shí)體。主要使用“抓取”，“延伸”，“修剪”命令來(lái)獲取齒槽形狀。如圖：
輸入深度W后，生成齒槽實(shí)體。如圖：
20.陣列。
以基準軸進(jìn)行陣列，個(gè)數為20，角度為360/20。即可。如圖：
致 謝
四年的大學(xué)生活，已經(jīng)在不經(jīng)意間偷偷的從手指間溜走，然而感覺(jué)最深刻的還是最后的畢業(yè)設計，在這個(gè)學(xué)期我們認識了新的老師，接到了真正的研究題目，開(kāi)始了自己的設計！
在我的設計過(guò)程中，個(gè)人做了充分的、分析，參考了很多方面的書(shū)籍，還去過(guò)申沃客車(chē)有限公司進(jìn)行了實(shí)地參觀(guān)學(xué)習，在鄒老師詳細的講解下我們對自己的設計題目有了更加深刻的理解，讓我們明確了了設計思路同時(shí)也提出了較為具體的寶貴建議，然而由于自己的能力有限，存在一些客觀(guān)因素造成一定的影響，加上個(gè)人學(xué)識水平有限，論文必然存在不少不足之處，懇請各位老師并提出批評意見(jiàn)。
在論文的開(kāi)始設計和完成過(guò)程中，自己特別想感謝的是鄒老師，鄒老師是一位治學(xué)嚴謹的老師，從身上投射出一種優(yōu)秀人民教師的形象，鄒老師不厭其煩的一遍遍給我們講解不懂之處，詳細認真的批閱我們的設計作業(yè)，從而使我的設計更加完整。在此向尊敬的鄒老師也是我們的好朋友致以最衷心的感謝！
同時(shí)也感謝我的同學(xué)特別是我們的論文小組成員，在論文搜集材料方面給我大力支持和幫助，集中體現了我們的團隊合作精神，在此也向他們表示感謝。
在這里，還要感謝大學(xué)里的以前的所有老師，是他們給了我這個(gè)多彩的大學(xué)生活。祝各位老師工作順利，家庭幸福！
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