长城哈弗h6驱动桥毕业设计

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第1章 绪 论

1.1 概述

1.1.1驱动桥总成概述

随着汽车工业的发展及汽车技术的提高，驱动桥的设计，制造工艺都在日益完善。驱动桥也和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在机构设计中日益朝着“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的专业化目标前进。

汽车驱动桥位于传动系的末端, 一般由主减速器，差速器，车轮传动装置和桥壳组成。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。

根据车桥上车轮的作用，车桥又可分为转向桥、驱动桥、转向驱动桥和支持桥四种类型。其中，转向桥和支持桥都属于从动桥，一般越野车多以前桥为转向桥，而后桥为驱动桥。

驱动桥的结构型式与驱动车轮的悬挂型式密切相关。当驱动车轮采用非独立悬挂时，例如在绝大多数的载货汽车和部分小轿车上，都是采用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬挂时，则配以断开式驱动桥。 1.1.2 驱动桥设计的要求

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。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。

2）齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。

3）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。与悬架导向机构运动协调。

4）结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。

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1.2 驱动桥设计方案的确定

1.2.1 主减速器结构方案的确定

1）主减速器齿轮的类型 螺旋锥齿轮能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。本次设计采用螺旋锥齿轮。 2）主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择 本次设计选用： 主动锥齿轮：骑马式支撑（圆锥滚子轴承）

从动锥齿轮：骑马式支撑（圆锥滚子轴承）

3）从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择

从动锥齿轮的两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相向朝外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上。

4）主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整

支承主减速器的圆锥滚子轴承需要预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的1/2。预紧力虽然可以增大支承刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可取为以发动机最大转矩时换算所得轴向力的30％。

主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母（利用轴承座实现），从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。 5）主减速器的减速形式

主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。

本次设计主要从越野车传动比及载重量超过2t，保证离地间隙等方面考虑，主减速器采用单级减速即可。 1.2.2 差速器结构方案的确定

差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。

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差速器的结构型式有多种，大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器。 1.2.3 半轴型式的确定

(a)半浮式；（b）3/4浮式；（c）全浮式

图1.1 半轴型式及受力简图

3/4浮式半轴，因其侧向力引起弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命，故未得到推广。全浮式半轴广泛应用于轻型以上的各类汽车上。本次设计选择全浮式半轴。

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1.2.4 桥壳型式的确定

桥壳有可分式、整体式和组合式。整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一个整体的空心梁，其强度及刚度都比较好。且桥壳与主减速器壳分作两体，主减速器齿轮及差速器均装在独立的主减速壳里，构成单独的总成，调整好后再由桥壳中部前面装入桥壳内，并与桥壳用螺栓固定在一起。使主减速器和差速器的拆装、调整、维修、保养等都十分方便。本次设计选择整体式桥壳。

1.3本章小结

本章首先进行了驱动桥总成的概述。通过分析确定了驱动桥各主要部件的型式。主减速器的减速形式，主减速器齿轮的类型，主、从动锥齿轮的支承形式及安装方式，主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整，差速器、半轴及桥壳型式的初步选定。

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第2章 主减速器设计

2.1主减速比的计算

主减速比对主减速器的结构形式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。i0的选择应在汽车总体设计时和传动系统的总传动比一起由整车动力计算来确定。可利用在不同的下的功率平衡图来计算对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i0值，可是汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。

表2.1 基本参数表

名称 驱动形式 总质量／t 轴距／mm 前轮距／mm 后轮距／mm 最小离地间隙／mm 排量／L 发动机最大功率／kw及转速／r／min 发动机最大转矩／N?m及转速／r／min 轮胎型号 变速器传动比ig 最高车速／km／h 数值 4×4 1.96 2725 1500 1510 225 2.4 Pemax-np 92-5250 Temax-nT 190-2700 265/65 R17 igl 3.967 igh 0.856 vamax 140 为了得到足够的功率而使最高车速稍有下降，一般选得比最小值大10%～25%，即按下式选择：

i0?(0.377~0.472)rrnP (2.1)

vamaxighiFhiLB式中 rr——车轮的滚动半径，rr=0.388; igh——变速器最高档传动比，igh=0.856； igh——分动器或加力器的高档传动比，igh=1；

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iLB——轮边减速器的传动比，iLB=1。 经计算，本文选取i0=6.408。

2.2 主减速齿轮计算载荷的确定

通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和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（Tje,Tj?）的较小者，作为载货汽车计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即

Tje?Temax?iTL?K0??T/n=2173.496 （N?m） （2.2）

Tj??G2???rr=6110.574（N?m） （2.3）

?LB?iLB式中： EMBED Equ!tion.3 Temax——发动机最大扭矩190N?m；

iTL——由发动机到所计算的为加速器从动齟轮之间的传动系最低档传动比；

6.408=25.421 iTL=i0i1=3.967×

?T——上述传动部分的效率，取?T=0.9； K0——超载系数，取K0=1.0；

rr——滚动半径，取rr=（265毫米 X 65%）+（17 X 25.4毫米/2）=0.388mm； n——驱动桥数目2；

G2——汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，N；但后桥来说还应考虑到汽

车加速时负载增大量，可初取：G2=G满?9.8?55%?15118.95N

?LB,iLB——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和减

速比，分别取0.96和1。

由式(2.2),(2.3)求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车俩稳定，其正常持转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主加速器的平均计算转矩为 Tjm=

(Ga?GT)?rr(fR?fH?fP)=989.812（N?m） （2.4）

iLB??LB?n6

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表2.2 驱动桥质量分配系数 空载 车型 前轴 前置发动机前轮驱动 轿车 前置发动机后轮驱动 后置发动机后轮驱动 4×2后轮单胎 4×2后轮双胎，长头、短货车 头车 4×2后轮双胎，平头车 6×4后轮双胎 前置发动机后轮驱动 中置发动机客车 后轮驱动 后置发动机后轮驱动 49%~54% 46%~51% 32%~35% 65%~68% 44%~49% 51%~55% 27%~30% 70%~73% 56%~66% 后轴 34%~44% 前轴 47%~60% 后轴 40%~53% 满载 50%~55% 45%~50% 45%~50% 50%~55% 42%~59% 41%~50% 40%~45% 55%~60% 50%~59% 41%~50% 32%~40% 60%~68% 31%~37% 63%~69% 19%~24% 76%~81%

式中：Ga——汽车满载总重1960×9.8=19208N；

GT——所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取GT=0；

fR——道路滚动阻力系数，越野车通常取0.020~0.035，可初选fR=0.034； fH——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。货车通常取0.09~0.30，可初选

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取fH=0.15；

fP——汽车性能系数

fP?0.195(Ga?GT)1[16?] （2.5） 100Temax当

0.195(Ga?GT)=46.86>16时，取fP=0.134。.

Temax2.3 主减速器齿轮参数的选择

1）齿数的选择 对于普通单级主减速器，当i0较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数z1取得小些，以得到满意的驱动桥离地间隙，当i0≥6时，z1的最小值为5，但是为了啮合平稳及提高疲劳强度，z1最好大于5.，这里齿轮的齿数z1、z2之间应避免有公约数，这里

z1取7。为了磨合均匀，主、从动

z2取45。

2）节圆直径地选择 根据从动锥齿轮的计算转矩（见式2.2，式2.3并取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出：

d2?Kd?Tj=168.395～207.256 mm （2.6）

23式中：Kd2——直径系数，取Kd2=13～16；

Tj——计算转矩，N?m，取Tjm，Tje较小的。

初取d2=200mm。

3）齿轮端面模数的选择d2选定后，可按式m?d2/z2=4.5算出从动齿轮大端模数，并用下式校核

mt?Km?Tj= 3.886～5.181

Km——模数系数，取Km=0.3～04。

4）齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥鼿轮鼿面宽度推荐为：

F=0.155d2=31mm，可初取F2=35mm。

5）螺旋锥齿轮螺旋方向 一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有互相斥离的趋势。

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6）螺旋角的选择 螺旋角应足够大以使mF?1.25。因mF越大传动就越平稳噪声越低。螺旋角过大时会引起轴向劚亦过大，因此应有一个适当的范围。在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用35°。

2.4 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算 2.4 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算 2.4 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算

2.4.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算

表2.3 主减速器齿轮的几何尺寸计算用表 序号 1 2 3 4 5 6 7 8 项 目 主动齿轮齿数 今动齿轮齿数 模数 齿面宽 工作齿高 全齿高 法向压力角 轴交角 计 算 公 式 计 算 结 果 7 45 4.5 z1 z2 m b b2=35 hg?H1m h?H2m hg?7 h=8 ?=20° EMBED Aquation.3 ?=90° ? ? d=mz 9 节圆直径 d1?32 d2=203㎜ 10 节锥角 ?1?arctanz1 z2 ?1=8.87°?2=90°-?1 11 12 13 节锥距 周节 齿顶高 A0=?2=81.13° A0=103 t=14.137 d2d1= 2sin?12sin?2t=3.1416 m ha1?hg?ha2 ha2?kam hf=h?ha c=h?hg ha1=5.78 ha2=1.22 14 15 齿根高 径向间隙 hf1=2.22 hf2=6.78 c=1 9

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序号 16 17 项 目 齿根角 面锥角 计 算 公 式 计 算 结 果 ?f1=1.26° ?f2=3.78° ?a1=12.65° ?a2=82.39° ?f?arctanhf A0?a1??1??f2；?a2??2??f1 ?f1=?1??f1 18 根锥角 ?f2=?2??f2 da1?d1?2ha1cos?1 19 齿顶圆直径 ?f1=7.61° ?f2=77.35° da2=d1?2ha2cos?2 da1=43.42 da2=32.38 Ak1?20 节锥顶点止齿轮外缘距离 d2?ha1sin?1 2d1Ak2??ha2sin?2100.61 2Ak1=100.61 Ak2=14.795 s1?t?s2 21 理论弧齿厚 s1=10.457 s2=3.68 0.4mm s2?Skm 22 23 齿侧间隙 螺旋角 B=0.305～0.406 ? ?=35°

2.4.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算

在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。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。

螺旋锥齿轮的强度计算：

（1）主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 ①单位齿长上的圆周力

p?式中：p——单位齿长上的圆周力，N/mm;

P——作用在齿轮上的圆周力，N，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；

按发动机最大转矩计算时：

P （2.7） F10

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Temax?ig?103 p?=339.286<893N/mm （2.8）

d1?F2ig——为一档传动比，取ig=3.967 按最大附着力矩计算时：

G2???rr?103p?=1424.6N/mm （2.9）

d2?F2 虽然附着力矩产生的p很大，但由于发动机最大转矩的限制p最大只有893N/mm,可知，校核成功。

②轮齿的弯曲强度计算。汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力

?w(N/mm2)为

?w?式中：K0——超载系数1.0；

42?103?Tj?K0?KS?KmKv?F?z?m?J2 （2.10）

Ks——尺寸系数Ks=

m=0.586； 25.4 Km——载荷分配系数，取Km=1；

Kv——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好、节及径向跳动精

度高时，取1；

J——计算弯曲应力用的综合系数，见图2.1。

Tje作用下： 从动齿轮上的应力?w2=322.054MPa<700MPa；

'Tjm作用下： 从动齿轮上的应力?w2=209.32MPa<210.9MPa；

''当计算主动齿轮时，Tj/Z与从动相当，而J2?J1，故?w1

综上所述，故所计算的齿轮满足弯曲强度的要求。

汽车主减速器齿轮的损坏形式主要时疲劳损坏，而疲劳寿命主要与日常行驶转矩即平均计算转矩Tjm有关，Tje或Tjm只能用来检验最大应力，不能作为疲劳寿命的计算

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依据。

（2）轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力?j（MPa）为：

?j?Cpd12?T1j?K0?Ks?Km?Kf?103Kv?F?J12 （2.11）

式中：Cp——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N/mm；

K0=1，Ks=1，Km=1，Kv=1；

相啮合齿轮的齿数

求综合系数的齿轮齿数J Kf——表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1； J—— 计算应力的综合系数，见图3.2所示。 ?jm=1750Mpa=[?]jm=1750MPa

?je=2745.473MPa<[?]je=2800MPa，故符合要求、校核合理。

大齿轮齿数

图2.1 弯曲计算用综合系数J

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小齿轮齿数2.5 主减速器齿轮的材料及热处理

汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，与传动系其他齿轮比较，它具有载荷大、工作时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有齿根弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。据此对驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求： （1）具有高的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度；

（2）轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断； （3）钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律性易控制，以提高产品质量、减少制造成本并降低废品率；

（4）选择齿轮材料的合金元素时要适应我国的情况。例如:为了节约镍、铬等我国发展了以锰、钒、硼、钛、钼、硅为主的合金结构钢系统。

汽车主减速器和差速器圆锥齿轮与双曲面齿轮目前均用渗碳合金钢制造。常用的钢号20CrMnTi,22CrMnMo，20CrNiMo,20MnVB，及20Mn2TiB，在本设计中采用了

20CrMnTi。

用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，齿轮表面硬度可高达HRC58～64，而芯部硬度较低，当m≤8时为HRC32～45。

对于渗碳深度有如下的规定：当端面模数m≤5时，为0.9～1.3mm。

由于新齿轮润滑不良，为了防止齿轮在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期磨损，圆锥齿轮与双曲面齿轮副草热处理及精加工后均予以厚度为0.005～0.010～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面镀层不应用于补偿零件的公差尺寸，也

图2.2 接触强度计算综合系数K

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不能代替润滑。

对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25％。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不会引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。

2.6 主减速器轴承的计算

设计时，通常是先根据主减速器的结构尺寸初步确定轴承的型号，然后验算轴承寿命。影响轴承寿命的主要外因是它的工作载荷及工作条件，因此在验算轴承寿命之前，应先求出作用在齿轮上的轴向力、径向力、圆周力，然后再求出轴承反力，以确定轴承载荷。

（1）作用在主减速器主动齿轮上的力 齿面宽中点的圆周力P为

P?2T （2.12） dm式中：T——作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩T1d； dm——该齿轮齿面宽中点的分度圆直径。

注：汽车在行驶过程中，由于变速器档位的改变，且发动机也不尽处于最大转矩状态，因此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是疲劳损伤，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T1d可按下式求得：

3T?TemaxfT53ff1[fg1(ig??T1)3?fg2(igⅡ?T2)3???fg（i?)4gⅣ100100100100? （2.13）

式中：fg1,fg2,?,fg4——变速器Ⅰ，Ⅱ，

75％；

?，Ⅴ档使用率为1％，3％，5％，16％，

igⅠ,igⅡ，?，igⅤ——变速器的传动比为3.967，3.848，3.656，3.071，0.856； fT1,fT2,?,fT4——变速器处于Ⅰ，Ⅱ，?，Ⅴ档时的发动机转矩利用率50％，

60％，70％，70％，60％。

对于螺旋锥齿轮

d2m?d2?Fsin?2=168.41（mm） （2.14）

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d1m?d2mZ1=26.947（mm） （2.15） Z2式中：d1m,d2m——主、从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径； F——从动齿轮齿面宽，取F=35； ?2——从动齿轮的节锥角81.13；

计算得：P=19063.3N

螺旋锥齿轮的轴向力与径向力

主动齿轮的螺旋方向为左；旋转方向为顺时针：

?A1?Pcos?Pcos?(tan??sin?1?sin??cos?1)=21729（N） （2.16）

R1?(tan??cos?1?sin??sin?1)=5367.54（N） （2.17）

从动齿轮的螺旋方向为右：

A2?Pcos?Pcos?(tan??sin?2?sin??cos?2)=6613.27（N） （2.18）

R2?(tan??cos?2?sin??sin?2)=17088.3（N） （2.19）

式中：?——齿廓表面的法向压力角20?；

?1,?2——主、从动齿轮的节锥角8.87?，81.13?。

（2）主减速器轴承载荷的计算 轴承的轴向载荷，就是上述的齿轮轴向力。而轴承的径向载荷则是上述齿轮径向力、圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸、支承型试和轴承位置已确定，并算出齿轮的径向力、轴向力及圆周力以后，则可计算出轴承的径向载荷。

①骑马式支承主动锥齿轮的轴承径向载荷 如图3.3（a）所示轴承A、B的径向载荷为

1(Pb)2?(Rb?0.5Ad1m)2=10957（N） （2.20） a1(Pc)2?(Rc?0.5Ad1m)2=13368.21（N） （2.21） RB?a RA?15

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（a） (b) 图2.3 主减速器轴承的布置尺寸 其尺寸为：

悬臂式支撑的主动齿轮a=101.5，b=51，c=152.5; 式中：P——齿面宽中点处的圆周力； A——主动齿轮的轴向力； R——主动齿轮的径向力；

d1m——主动齿轮齿面宽中点的分度圆直径。

2.7 主减速器的润滑

主加速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，因为其润滑不能靠润滑油的飞溅来实现。为此，通常是在从动齿轮的前端靠近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过近油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的下端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环。这样不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被损坏。为了保证有足够的润滑油流进差速器，有的采用专门的倒油匙。

为了防止因温度升高而使主减速器壳和桥壳内部压力增高所引起的漏油，应在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞，后者应避开油溅所及之处。

加油孔应设置在加油方便之处，油孔位置也决定了油面位置。放油孔应设在桥壳最低处，但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。

2.8 本章小结

本章根据所给基础数据确定了主减速器的参数，进行了主减速器齿轮计算载荷的

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计算、齿轮参数的选择，螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算并对主减速器齿轮的材料及热处理，轴承的预紧，主减速器的润滑等做了必要的说明。

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第3章 差速器设计

3.1 概述

根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路的特征，为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的弊病，汽车左右驱动轮间都有差速器，保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以下不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。

差速器作用是分配两输出轴转矩，保证两输出轴有可能以不同角速度转动。 本次设计选用的普通锥齿轮式差速器结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥。

3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器

设计中采用的普通对称式圆锥行星齿轮差速器（如图3.1）由差速器左壳为整体式，2个半轴齿轮，4个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮以及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，所以本设计采用该结构。

图3.1 中央为普通对称式圆锥行星齿轮差速器

由于差速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故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从动齿及主动齿轮导向轴承支座的限制。普通圆锥齿轮差速器的工作原理图，如图3.2所示。

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图3.2 普通圆锥齿轮差速器的工作原理图

3.2.1 差速器齿轮的基本参数选择

（1）行星齿轮数目的选择 越野车多用4个行星齿轮。

（2）行星齿轮球面半径RB（mm）的确定 圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径RB，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，在一定程度上表征了差速器的强度。 球面半径可根据经验公式来确定：

RB?KBTj=32.642～38.792（mm）

圆整取RB=38mm

式中：2.52～2.99，对于有4个行星轮的越野车取2.99； KB——行星齿轮球面半径系数，

3RB确定后，即根据下式预选其节锥距：

A0=（0.98～0.99）RB=37.24～37.62mm 取37.5mm

（3）行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 为了得到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，但一般不应少于10。半轴齿轮的齿数采用14～25。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.5～2范围内。取z1=16，z2=24。

在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数z2L,z2R之和，必须能被行星齿轮的数目n所整除，否则将不能安装，即应满足：

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z2L?z2r24?24= =12 n4（4）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角?1,?2：

?1?arctanz1z2?33.8?;?2?arctan?56.2?; z2z1式中：z1,z2——行星齿轮和半轴齿轮齿数。 再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数：

m?取标准模数3；

2A02Asin?1?0sin?2=3.05 z1z2式中：A0,z1,z2在前面已初步确定。

算出模数后，节圆直径d即可由下式求得：

d1?mz1?36mm;d2?mz2?54mm

（5）压力角? 目前汽车差速器齿轮大都选用22?30'的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减至10，并且再小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的情况下还可由切相修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。

（6）行星齿轮安装孔直径?及其深度L的确定 行星齿轮安装孔?与行星齿轮名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度。

T0?103 L?1.1?=20.03（mm） L??1.1???364.58mm

[?c]?nl2T0?103??=18.21 mm

1.1[?C]nl式中：T0差速器传递的转矩2173.496N?m； n——行星齿轮数4；

'' l——行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm. l?0.5d2，d2是半轴齿轮齿面

'宽中点处的直径d2?0.8d2，d2=54mm;

[?c]——支承面的许用挤压应力，取为69MPa。

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3.2.2 差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算

表3.1为汽车差速器用直齿锥齿轮的几何尺寸计算步骤，表中计算用的弧齿厚系数τ见图3.3。

表3.1 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算表 序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 项 目 行星齿轮齿数 半轴齿轮齿数 模数 齿面宽 齿工作高 齿全高 压力角 轴交角 节圆直径 节锥角 计 算 公 式 及 结 果 z1?12 z2?24 m?3 F?0.30A0=11.25mm，取F=11m hg=1.6m=4.8mm h=1.788m+0.051=5.415mm ??22?30' ??90? d1?mz1?36mm;d2?mz2?54mm ?1?arctanA0=z1z2?33.8?;?1?arctan?56.2?; z2z111 12 13 节锥距 周节 齿顶高 d2d1==37.5mm 2sin?12sin?2t=3.1416m=9.4248mm 'ha?hg?h2?3.02 14 齿根高 'h2?{0.430?0.370}?m?1.78 Z22()Z115 径向间隙 c?h?hg?0.615 ''h1''h2??1?arctan?4.14,?2?arctan?6.31? A0A016 齿根角 17 18 面锥角 根锥角 ?01??1??2?40.11?,?02??2??1?60.34? ?R1??1??1?29.66?;?R2??2??2?49.89? 21

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序号 19 项 目 外圆直径 节锥顶点至齿轮外缘距离 理论弧齿厚 齿侧间隙 计 算 公 式 及 结 果 'd01?d1?2h1'cos?1?41.019,d02?d2?2h2cos?2?55.98 20 ?01?d2?h1'sin?1?25.32,?02?d1'?h2sin?2?16.521 221 22 S1?t?S2?5.3704,S2?B?0.12（高精度） t'?(h1'?h2)tan????m?4.0544 2注:实际齿根高比上表计算值大0.051mm。

切向修正系数齿轮在差速器的工作中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左/右驱动车轮有转速差时行星齿轮和半轴齿轮之间有相对滚动的缘故。 汽车差速器齿轮的弯曲应力为

式中：T——差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，N?m；

T?Tje?0.64Tj?0.6n Tje? 图3.3 汽车差速器直齿锥齿轮切向修正系数（弧齿系数）

差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，而对于疲劳寿命则不予考虑，这是由于行星

2?103TK0KsKm ?w? （3.8） 2KvFz2mJ （3.9）

?2173.496?0.6?326.024

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n——差速器行星齿轮数目4； z2——半轴齿轮齿数24； K0——超载系数1.0； Kv——质量系数1.0；

4 Ks——尺寸系数Ks?m?0.5； 25.4 Km——载荷分配系数1.1； F——齿面宽11mm; m——模数3；

J——计算汽车差速器齿轮弯曲应力的总和系数0.229，见图3.4。

相啮合另一齿轮的齿数

求综合系数J的齿轮齿数以Tje计算得：?w=773.799 MPa<[?w]980 Mpa。 综上所述，差速器齿轮强度满足要求。

3.3 本章小结

本章介绍了差速器的作用及工作原理，基于对称式圆锥行星齿轮差速器的基本参数进行了相应的设计计算，对差速器齿轮的几何尺寸及强度进行了相应的计算，最终

图3.4 弯曲计算用综合系数J

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确定了所设计差速器的各个参数，取得机械设计、机械制造的标准值并满足了强度计算和校核。

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第4章 半轴设计

4.1 概述

驱动车轮的传动装置置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器半轴齿轮传给驱动车轮。在断开式驱动桥和转向驱动桥中．驱动车轮的传动装置包括半轴和万向接传动装置且多采用等速万向节。在一般非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，这时半轴将差速器半铀齿轮和轮毂连接起来。在装有轮边减速器的驱动桥上，半轴将半轴齿轮与轮边减速器的主动齿轮连接起来。

4.2 半轴的设计与计算

半轴的主要尺寸是它的直径，设计计算时首先应合理地确定其计算载荷。 半轴计算应考虑到以下三种可能的载荷工况：

（1）纵向力X2（驱动力或制动力）最大时（X2=Z2?），附着系数φ取0.8，没有侧向力作用；

（2）侧向力Y2最大时，其最大值发生于侧滑时，为Z2φ1，侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数φ1在计算中取1.0，没有纵向力作用；

（3）垂向力最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为（Z2-gw）kd，kd是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力的作用。 4.2.1 全浮式半轴的设计计算

（1）全浮式半轴在上述第一种工况下 纵向力应按最大附着力计算，即

X2L?X2Rm'G2??=7861.854N （4.1）

2式中：G2——满载静止汽车的驱动桥对水平地面的载荷，取15118.95N； m'——汽车加速和减速时的质量转移系数，对于后驱动桥可取1.3； ?——轮胎与的地面的附着系数0.8；

对于驱动车轮来说，当按发动机最大转矩及传动系最低档传动比计算所得的纵向力小于按最大附着力所决定的纵向力时，则按下式计算，即

X2L或X2R??TemaxiTL?T/rr=6722.151N （4.2）

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式中：?——差速器的转矩分配系数0.6； Tema——发动机最大转矩190N?m； x iTL——传动系最低档传动比25.421； ?T——汽车传动效率0.9； rr——轮胎滚动半径0.388m。 取两者的较小值，所以X2L?X2R?6722.151N

转矩为:T?X2L?rr?X2R?rr?2608.195N?m （4.3）

注：第二种和第三种工况未计算，图4.1为全浮式半轴支承示意图。

图4.1 全浮式半轴支承示意图

（2）半轴的设计 ①杆部直径的选择

设计时，半浮式半轴杆部直径的初步选择可按下式进行：

3 d?3T?103?(2.05~2.18)T取d=30 （4.4）

0.196[?]式中：d——半轴杆部直径mm；

T——半轴的计算转矩，2608.195N?m；

[?]为926.1MPa左右， [?]——半轴转矩许用应力，MPa。因半轴材料取40MnB，

考虑安全系数在1.3～1.6之间，可取[?]=692MPa；

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②半轴的扭转应力可由下式计算：

??T?16?103=492.228N?mm?[?]692MPa （4.5）

d3式中：?——半轴扭转应力，MPa；

T——半轴的计算转矩2608.195N?m； d——半轴杆部直径30mm。 ③半轴花键的剪切应力为：

T?103?126.2816?[?s]?500MPa （4.6） ?s?DB?dA()zLPb?4 半轴花键的挤压应力为：

T?103?73.659???c??512MPa ?c? （4.7）

DB?dADB?dA()()zLP?42式中：T——半轴承受的最大转矩2608.195N?m； DB——半轴花键外径，20mm； dA——相配的花键孔内径，20.5mm； z——花键齿数18；

Lp——花键的工作长度55mm;

1 b——花键齿宽，mm，??m=4.71mm;

2?——载荷分布的不均匀系数，可取为0.75。 注：花键的选择（30?渐开线）

初选分度圆直径D=54mm，则模数m= ④半轴的最大扭转角为

Tl180??103?10.3? （4.8） GJ?式中：T——半轴承受的最大转矩，2608.195N?m；

D?3，取标准模数m=3 z ?? l——半轴长度460mm；

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G——材料的剪切弹性模量8.4×104N/mm2； J——半轴横截面的极惯性矩，J?4.2.2 半轴的结构设计及材料与热处理

为了使半轴和花键内径不小于其干部直径，常常将加工花键的端部都做得粗些，并使当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增加。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。为了使半轴杆部和突缘间的过渡圆角都有较大的半径而不致引起其他零件的干涉，常常将半轴凸缘用平锻机锻造。

本设计半轴采用40Cr，半轴的热处理采用高频、中频感应淬火。这种处理方法使半轴表面淬硬达HRC52~63，硬化层深约为其半径的1/3，心部硬度可定为

HRC30~35；不淬火区（凸缘等）的硬度可定在HRC248~277范围内。由于硬化层

?32d4=79481.25mm4。

本身的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，以及采用喷丸处理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等工艺，使半轴的静强度和疲劳强度大为提高，尤其是疲劳强度提高十分显著。

4.3 本章小结

本章对半轴做了设计计算。在全浮式半轴的设计计算中首先考虑到三种可能的载荷工况。对纵向力（驱动力或制动力）最大时，没有侧向力作用这一工况进行了计算。做了必要的半轴设计计算并进行了校核选取了机械设计、机械制造标准值，对材料和热处理做了必要的说明。

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第5章 驱动桥桥壳的校核

5.1 概述

驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一，非断开式驱动桥的桥壳起着支承汽车荷重的作用，并将载荷传给车轮。作用在驱动车轮上的牵引力、制动力、侧向力和垂向力也是经过桥壳传到悬挂及车架或车厢上。因此桥完既是承载件又是传力件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置（如半轴）的外壳。

在汽车行驶过程中，桥壳承受繁重的载荷，设计时必须考虑在动载荷下桥壳有足够的强度和刚度。为了减小汽车的簧下质量以利于降低动载荷、提高汽车的行驶平顺性，在保证强度和刚度的前提下应力求减小桥壳的质量。桥壳还应结构简单、制造方便以利于降低成本。其结构还应保证主减速器的拆装、调整、维修和保养方便。在选择桥壳的结构型式时，还应考虑汽车的类型、使用要求、制造条件、材料供应等。

5.2 桥壳的受力分析及强度计算

5.2.1 桥壳的静弯曲应力计算

桥壳犹如一空心横梁，两端经轮毂轴承支承于车轮上，在钢板弹簧座处桥壳承受汽车的簧上载荷，而沿两侧轮胎中心线，地面给轮胎以反力G2/2（双胎时则沿双胎中心线），桥壳则承受此力与车轮重力gw之差值，计算简图如图5.1所示。

桥壳按静载荷计算时，在其两钢板弹簧座之间的弯矩为

M?(G2B?s?gw)??14054N.?0m4 （5.1） 22式中 G2——汽车满载静止水平路面时驱动桥给地面的载荷，N； gw——车轮的重力，N； B ——驱动车轮轮距，m；

s——驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离，m

由弯矩图（图5.1）可见，桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座附近。由于gw大大地小于G2/2，且设计时不易准确预计，当无数据时可忽略去。 而静弯曲应力为：

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?wj?103M=88.45MPa （5.2） Wv式中：WV——危险断面处桥壳的垂向弯曲截面

d4Wv?Wh?(1?4)?158896.7mm3；

32Dd4(1?4)?317793.4mm3。 Wt——扭转截面系数Wt?16D?D3?D3

图5.1 桥壳静弯曲应力的计算简图

5.2.2 在不平路面冲击载荷作用下桥壳的强度计算

当汽车高速行驶于不平路面上时，桥壳除承受在静载状态下的那部分载荷外，还承受附加的冲击载荷。这时桥壳载动载荷下的弯曲应力为：

?wd?kd?wj=221.12MPa （5.3） 式中：kd——动载荷系数，对越野汽车取3.0；

?wj——桥壳载静载荷下的弯曲应力，88.45MPa； 5.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳的强度计算

这时不考虑侧向力。图5.2为汽车以最大牵引力行驶时桥壳的受力分析简图。此时作用在左右驱动车轮上除有垂向反力外，尚有切向反力。地面对左右驱动车轮的最大切向反力共为

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Pmax?TemaxiTL?T/rr=1686.633N （5.4 ） 式中：Temax——发动机的最大转矩190N?m； iTL——传动系最低档传动比25.421； ?T——传动系的传动效率0.9； rr——轮胎的滚动半径0.388m。

图5.2 汽车以最大牵引行驶时桥壳的受力分析简图

后驱动桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯曲矩为：

Mv?G2B?s?m2?=16864.85N?m （5.5） 22式中：m2——汽车加速行驶时的质量转移系数1.2；

由于驱动车轮的最大切向反力使桥壳也承受水平方向的弯矩，对于装用普通圆锥齿轮差速器的驱动桥，在两弹簧之间桥壳所受的水平方向的弯矩为： PB?s?6736.N5?1m （5.6） Mh?max?22 桥壳还承受因驱动桥传递驱动转矩而引起的反作用力矩。这时在两板簧座间桥壳承受的转矩为：

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T?TemaxiTL?T?8269N?m （5.7） 2式中： Temax,iTL,?T——见式（5.4）下的说明。

当桥壳在钢板弹簧座附近的危险断面处为圆管断面时，则在该断面处的合成弯矩为：

M??Mv2?Mh2?T2?21934.N2?7m （5.8）

该危险断面处的合成应力为：

Mv2?Mh2?T2? ?? （5.9） ??138.0?4?[?]MPa500?WW式中：W——危险断面处的弯曲截面系数158896.7mm3。 5.2.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算

这时不考虑侧向力。图5.3为汽车紧急制动时桥壳的手力分析简图.此时在作用在左右驱动车轮上除有垂向反力G2m2/2外，尚有切向反力，即地面对驱动车

M图5.3 汽车紧急制动时桥壳的受力分析简图

轮的制动力G2m2?/2。因此可求得：

紧急制动时桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩Mv及水平方向弯矩Mh分别为

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Mv?G2'B?s?m??11945.93N?m （5.11） 22GB?sMh?2?m'????9556.75N?m （5.12）

22式中：G2,B,s——见式（5.1）说明；

m'——汽车制动时的质量转移系数，对于越野汽车的后桥，m'?0.85； ?——驱动车轮与路面的附着系数0.8。

桥壳在两钢板弹簧的外侧部分同时还承受制动力所引起的转矩

G'??rr?17684.6N5? m T?2m （5.13） 2紧急制动时桥壳在两板簧座附近的危险断面处的合成应力：

2Mv2?Mh?T2? ? （5.14） ???92.53?[?]?500MPa?WWM 扭转应力

??T （5.15） ?35.26?[?]?40M0PaWt综上所述，满足强度校核要求。 5.2.5 汽车受最大侧向力时桥壳的强度计算

当汽车满载、高速急转弯时，则会产生一想当大的且作用于汽车质心处离心力。汽车也会由于其他原因而承受侧向力。当汽车所承受的侧向力达到地面给轮胎的侧向反作用力的最大值即侧向附着力时，则汽车处于侧滑的临界状态，此时没有纵向力作用。侧向力一旦超过侧向附着力，汽车则侧滑。因此汽车驱动桥的侧滑条件是：

P2?Y2L?Y2R?G2?1?5479 （5.16） N9式中：P2——驱动桥所受的侧向力；

Y2L,Y2R——地面给左、右驱动车轮的侧向反作用力；

G2——汽车满载静止于水平面时驱动桥给地面的载荷45619N； ?1——轮胎与地面的侧向附着系数1.0。

由于汽车产生纯粹的侧滑，因此计算时可以认为地面给轮胎的切向反作用力（如驱动力、制动力）为零。

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汽车向右侧滑时，驱动桥侧滑时左、右驱动车轮的支承反力为： Z2L1hg?11hg?1?G2(?)?2486N Z2R?G2(?)?67383N

2B2B（5.17）

式中：Z2L,Z2R——左、右驱动车轮的支承反力，N； hg——汽车满载时的质心高度，0.55m; G2,?1——见式（5.16）下的说明； B——驱动车轮的轮距1.3m。 钢板弹簧对驱动桥壳的垂向作用力为：

' T2L?0.5G2?G2?1(hg?rr')/s?26909N

' T2R?0.5G2 （5.18） ?G2?1(hg?rr')/s?3484N7'式中：G2——汽车满载时车厢通过钢板弹簧作用在驱动桥上的垂向总载荷

1450×9.8×74％N；

rr'——弹簧座上表面离地面高度，0.472＋0.060+0.020=0.372m； G2,?1,hg——见式（5.17）下的说明； s——两板簧座中心间的距离1.19m。

对于半轴为为全浮式的驱动桥，在桥壳两端的半轴套管上，各装着一对轮毂轴承，它们布置在车轮垂向反作用力Z2的作用线的两侧，通常比外轴承离车轮中心线更近。侧滑时内、外轮毂轴承对轮毂的径向支承力S1,S2如图5.4所示，可根据一个车轮的受力平衡求出。

汽车向右侧滑时左、右车轮轮毂内外轴承的径向支承力分别为:

S1L?rrbY2L?Z2L?890N2 （5.19） a?ba?brraY2L?Z2L?11154N （5.20） a?ba?b S2L? S1R?rrbY2R?Z2R?383448.6N （5.21） a?ba?b34

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S2R?rraY2R?Z2R?3660.6N0 （5.22） a?ba?b式中：rr——轮胎的滚动半径0.388m;

图5.4 汽车向右侧滑时轮毂轴承对轮毂的径向支承力S1、S2分析用图

（a）轮毂轴承的受力分析用图；（b）桥壳的受力分析用图

a,b,Y2L,Y2R,Z2L,Z2R——见图5.4，其中地面给左右驱动车轮的侧向反作用力

Y2L、Y2R可由下式求得：

Y2L?Z2L?1?Z2L?1.0?Z2L?2486N

Y2R?Z2R?1?Z2R?1.0?Z2R?6738 （5.23） N3轮毂内、外轴承支承中心之间的距离(a?b)愈大，则由侧滑引起的轴承径向力愈小。另外，(a?b)足够大，也会增加车轮的支承刚度。否则，如果将两轴承的距离缩

(a?b)至使两轴承相碰，则车轮的支承刚度会变差而接近于3/4浮式半轴的情况。当然，

的数值过大也会引起轮毂的宽度及质量的加大而造成布置上的困难。在载货汽车的设计中，常取(a?b)?rr/4。轮毂轴承承受力最大的情况是发生在汽车侧滑时，所以轮轴

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（即半轴套管）也是在汽车满载侧滑时承受最大的弯矩及应力。半轴套管的危险断面位于轮毂内轴承的里端处，该处弯矩为：

M?S2R(a?b?l)?S1Rl?34930.1N?m （5.24） 式中：l——为轮毂内轴承支承中心至该轴承内端支承面间的距离28mm。 弯曲应力

?w?M?D332(1?d)4D4 （5.25） ?103?18.33MPa 剪切应力

??S2R?4?49.48MPa （5.26）

(D2?d2) 合成应力

??2 （5.27） ??w?3?2?202.39MPa 半轴套管处的应力均不超过490MPa。

对于钢板冲压焊接整体式桥壳，多采用16Mn,09SiV,35或40号中碳钢板（化学成分控制为0.37％～0.42％的碳和不大于0.03％的硫）。

上述桥壳强度的传统计算方法，只能算出桥壳某一断面的应力平均值，而不能完全反映桥壳上应力及其分布的真实情况。它仅用于对桥壳强度的验算或用作与其他车型的桥壳强度进行比较。而不能用于计算桥壳上某点（例如应力集中点）的真实应力值。使用有限元法对汽车驱动桥壳进行强度分析，只要计算模型简化得合理，受力与约束条件处理得恰当，就可以得到比较理想的计算结果。可以得到比较详细的应力与变形的分布情况，特别是能指出应力集中区域和应力变化趋势，这些都是上述传统计算方法所难以办到的。

5.3 本章小结

本章进行了桥壳的受力分析和强度计算。对静弯曲应力下，不同路面冲击载荷作用下和汽车以最大牵引力行驶时及汽车紧急制动时的四种情况下桥壳受力和强度做了计算。

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结 论

本设计根据传统驱动桥设计方法，并结合现代设计方法，确定了越野车后驱动桥的总体设计方案，为使结构简单、成本低、工作可靠，采用非断开式驱动桥结构，单极主减速器，普通锥齿轮式差速器和全浮式半轴，先后进行了主减速器、差速器、半轴以及驱动桥壳的具体结构设计和强度校核，并运用AutoCAD软件绘制出主要零部件的工程图和装配图。

本驱动桥设计结构合理，符合实际应用，具有很好的动力性和经济性，驱动桥总成及零部件的设计能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求，修理、保养方便，机件工艺性好，制造容易。

但此设计过程仍有许多不足，在设计结构尺寸时，有些设计参数是按照以往经验值得出，这样就带来了一定的误差。另外，在某些方面，由于时间问题，做得还不够仔细，恳请各位老师同学给予批评指正。

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参考文献

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致 谢

在本文即将完成之际，首先感谢我的指导老师纪峻岭老师，从选题到设计的展开到设计的完成，一直得到纪老师的支持和鼓励，她渊博的学识、严谨的治学态度都给我留下了深刻的印象。通过这次的设计，我更深刻地了解了机械设计、机械制造的各方面知识，对汽车设计有了全新且比较全面的深刻认识，达到了前所未有的高度，并锻炼了独立思考解决问题的能力。再次向田老师表示衷心的感谢！

感谢帮助我的所有老师和同学，他们在设计过程中给我提出了宝贵建议和CAD的指导。感谢宿舍的朋友一直以来对我的关心和支持。感谢汽车工程系所有老师和同学的帮助和勉励。同窗之谊，终生难忘！

感谢我的家人多年来对我无微不至的关怀、始终如一的支持，感谢他们对我的鼓励和生活上的诸多照顾，感谢他们督促我接受良好的教育。

最后，向参加设计审阅、答辩的专家和老师表示感谢。

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附 录

Drive axle powertrain at the end of their basic function is to increase the transmission came from the drive shaft or torque, and a reasonable distribution of power to the left and right wheel, in addition to acting on the road and under the frame or body legislation between the vertical, longitudinal and lateral force. General from the main drive axle reducer, differential, gear wheels and drive axle housings and other components. The design of the Drive axle:

Drive axle should be designed to meet the basic requirements are as follows:

1. Select the main reduction ratio should be able to ensure the car has the best power and fuel economy.

2. Smaller size, to ensure that the necessary ground clearance.

3. Gear and other pieces of the work of a smooth transmission,and small noise. 4. In a variety of speed and load with a high transmission efficiency.

5. In ensuring adequate strength and stiffness conditions, should strive for the quality of small, especially under the mass-spring should be as small as possible in order to improve vehicle ride comfort.

6. And suspension movement-oriented coordination of steering drive axle, but also with the coordination of steering movement.

7. The structure of simple, good processing, manufacturing, easy disassembly, to facilitate adjustment. Drive axle classification

At non-drive axle disconnect disconnect-style-type with two broad categories. 1. Non-disconnect-type drive axle

Non-disconnect-type drive axle also known as integrated drive axle, the axle casing and the main shaft reducer with shell shell and connected to a rigid beam, which on both sides of the axle and wheel related to swing through the flexible connected with the frame components. It consists of drive axle housing 1, the main reducer, differential and axle components.

2. disconnect-type drive axle.

Drive the use of independent suspension bridge, that is the main reducer shell fixed on the vehicle chassis, on both sides of the axle and wheel in the horizontal plane as opposed to

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