轻型卡车驱动桥设计

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目录 1.绪论 ........................................................................ 1 2.总体方案 .................................................................... 2 3.主减速器设计 ................................................................ 3

3.1 主减速器结构形式的布置 ................................................ 3

3.1.1主减速器的齿轮类型 ............................................... 3 3.1.2主减速器的减速形式 ............................................... 3 3.1.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 ................................. 4 3.2 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定 .................................. 5

3.2.1锥齿轮主要参数的选择 ............................................. 5 3.2.2主减速器齿轮计算载荷的确定 ....................................... 6 3.3 主减速器锥齿轮强度计算及校核 .......................................... 9 3.4 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算 ......................................... 11 3.5 主减速器锥齿轮的材料 ................................................. 15 4.差速器设计 ................................................................. 15

4.1 差速器结构形式选择 ................................................... 15 4.2 普通锥齿轮式差速器齿轮设计 ........................................... 16

4.2.1差速器齿轮主要参数选择 .......................................... 16 4.2.2差速器齿轮强度计算及校核 ........................................ 17 4.3 差速器齿轮的材料 ..................................................... 17 5.车轮传动装置设计 ........................................................... 17

5.1 结构形式分析 ......................................................... 17 5.2 半轴计算 ............................................................. 18 5.3 半轴可靠性设计 ....................................................... 19 5.4 半轴的结构设计 ....................................................... 20 6.驱动桥壳设计 ............................................................... 20

6.1 驱动桥壳结构方案分析 ................................................. 21 6.2 驱动桥壳强度计算及校核 ............................................... 21 7.花键设计与计算 ............................................................. 23

7.1 花键结构的形式及参数选择 ............................................. 23 7.2 花键校核 ............................................................. 23 8.驱动桥的结构元件 ........................................................... 24

8.1支撑轴承的预紧 ........................................................ 24 8.2锥齿轮啮合调整 ........................................................ 24 8.3润滑 .................................................................. 25 结论 ......................................................................... 26 参考文献 ..................................................................... 26 摘要翻译 ..................................................... 错误！未定义书签。

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轻型卡车驱动桥设计

摘要：驱动桥作为汽车四大总成之一，它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于载重汽车显得尤为重要。当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载重汽车的快速、重载的高效率、高效益的需要时，必须要搭配一个高效、可靠的驱动桥。所以采用传动效率高的单级减速驱动桥已成为未来重载汽车的发展方向。

本文参照传统驱动桥的设计方法进行了轻型载重汽车驱动桥的设计。首先确定出总体设计方案；然后确定主要部件的结构型式和主要设计参数；最后对主，从动锥齿轮，差速器圆锥行星齿轮，半轴齿轮，全浮式半轴等各部分的强度进行了校核。 关键词 驱动桥 轻型卡车 差速器 主减速器

1.绪论

（1）轻型卡车：

轻型卡车（轻型载货汽车）是货车的一种。按照中国机动车规格所定义的“轻型”位：车长小于6m，总质量小于4500kg，载重量3.5吨以下。 （2）驱动桥：

驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理的分配给左右驱动轮，另外还承受作用与路面和车架或车身之间的垂直力纵向力和横向力。驱动桥一般由主减速器差速器车轮传动装置和驱动桥壳等组成。 （3）驱动桥设计应当满足的基本要求：

①所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃油经济性。 ②外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。 ③齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。 ④在各种转速和载荷下具有高的传动效率。

⑤在保证足够的强度刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。

⑥与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动相协调。 ⑦结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装调整方便。

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2.总体方案

驱动桥分为断开式和非断开式两类。驱动车轮采用独立悬架时，应选用断开式驱动桥；驱动车轮采用非独立悬架时，应选用非断开式驱动桥。

断开式驱动桥的结构特点是没有连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁，主减速器、差速器及其壳体安装在车架上或车身上，通过万向传动装置驱动车轮。此时主减速器、差速器和部分车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮经独立悬架或车身作弹性连接，因此可以彼此独立地相对于车架或车身上下摆动。为防止车轮跳动时因轮距变化而使万向传动装置与独立悬架导向装置产生运动干涉，在设计车轮传动装置时，应采取用花键轴或允许轴向适量移动的万向传动机构。

非断开式驱动桥的桥壳是一根支撑在左右驱动轮上的刚性空心梁，主减速器、差速器和半轴所有传动件都装在其中。此时，驱动桥、驱动车轮均属簧下质量。

断开式驱动桥结构较复杂，成本较高，但它增加了离地间隙，减小了簧下质量，从而改善了行驶平顺性，提高了平均行驶速度;减小了汽车在行驶时作用与车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；由于驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较高，大大增敲了车轮的抗侧滑能力。非断开式驱动桥结构简单，制造工艺性好成本低，工作可靠，维修调整容易广泛应用于各种载货汽车客车及多数的越野汽车和部分小轿车上。但整个驱动桥均属于簧下质量，对汽车平顺性和降低动载荷不利。由于轻型货车主要在城市内短途，路面状况较好且车速不高，所以使用结构简单成本低廉的非独立悬架，整体式驱动桥。

整体式驱动桥从变速器经万向传动装置输入驱动桥的转矩，首先传到主减速器，在此增大转矩并相应降低转速后，经差速器分配给左右半轴，最后通过半轴外缘的凸缘盘传至驱动车轮的轮毂，轮毂驱动车轮运动（如图2-1）。

1－半轴 2－圆锥滚子轴承 3－支承螺栓 4－主减速器从动锥齿轮 5－油封 6－主减

速器主动锥齿轮 7－弹簧座 8－垫圈 9－轮毂 10－调整螺母

图2-1 驱动桥

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3.主减速器设计

3.1 主减速器结构形式的布置

3.1.1主减速器的齿轮类型

主减速器按照齿轮类型分类可以分为弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式(如下图)。

a 螺旋锥齿轮 b 双曲面齿轮 c 圆柱齿轮传动 d 蜗杆传动

图3.1 主减速器的分类

弧齿锥齿轮的特点是主、从动齿轮的轴线垂直相交于一点。由于齿轮断面重叠影响，至少有两对以上的齿轮同时啮合，因此可以承受较大的载荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐由齿的一端连续平稳地转向另一端，所以工作平稳，噪声和震动小，但弧齿锥齿轮对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声变大。

与弧齿锥齿轮传动相比较，双曲面齿轮传动具有以下优点：当双曲面齿轮与弧齿锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动具有更大的传动比；当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比较相应的弧齿锥齿轮有更大的直径和较高的轮齿强度及较大的主动齿轮轴和轴承刚度；当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮比相应的弧齿锥齿轮的尺寸要小，从而可以获得更大的离地间隙等优点。

圆柱齿轮传动广泛应用于发动机横置的前置前驱动乘用车驱动桥和双级主减速器驱动桥以及轮边减速器。

蜗杆传动主要应用与生产批量不大的个别总质量较大的多桥驱动汽车和具有高转速发动机的客车上。

该驱动桥是为轻型卡车设计，为保证有足够的离地间隙，减小从动齿轮的尺寸，由以上分析知，该驱动桥的主减速器齿轮应该选用双曲面齿轮。 3.1.2主减速器的减速形式

影响主减速器形式选择的因素有汽车类型、使用条件、驱动桥处的离地间隙、驱动桥数和布置形式以及主传动比i0。其中i0的大小影响汽车的动力性和经济性。

形式分类：单级主减速器、双级主减速器、轮边减速器、双速减速器、贯通式减速器。

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单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、制造成本低等优点，因而广泛应用与主传动比i0?7的汽车上。例如，乘用车、总质量较小的商用车都采用单机主减速器。

双级主减速器的主要结构特点是由两级齿轮减速组成的减速器。与单级主减速器相比，双级主减速器在保证离地间隙相同时可得到大的传动比i0一般为7-12；但其尺寸、质量均较大，结构复杂。制造成本也显著增加，因此主要应用在总质量较大的商务用车上。

轮边减速器通常应用于重型货车、越野车或大型客车上；双速减速器多用于多用途货车和半挂车，从而适用于复杂的使用条件；贯通式主减速器主要应用于中型多轴驱动汽车。与综上介绍相结合，本设计题目为轻型客车驱动桥设计，而不是载重货车或者越野车，因此采用单级主减速器已经足够了。

3.1.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案

主动锥齿轮的支撑形式可以分为悬臂式支撑和跨置式支撑两种。

悬臂时支撑机构的特点实在锥齿轮的大端一侧采用较场的轴颈，其上安装量个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度和增加两轴承只见的距离，以改善支撑刚度，应该是两个圆锥滚子轴承的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则幽灵一个轴承承受。悬置式支撑机构简单，支撑刚度较差，用于传递扭矩较小的轿车，轻型货车的单级逐渐速器中。

a 悬臂式支撑 b 跨置式支撑 c 从动锥齿轮支撑形式

图3.2 主减速器锥齿轮的支撑形式

跨置式支撑结构的特点是在锥齿轮的两端均由轴承支撑，这样可以大大增加支撑刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。此外由于齿轮大端一侧轴颈上的两个圆锥磙子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使不止更加紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支撑必须在主减速器壳体上有支撑导向轴承所需的导向轴承座，从而使主减速器壳体制造结构复杂，加工成本提高。另为，因主从动锥齿轮之间的空间很小，以致使主动齿轮轴得到向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不下或者使齿轮拆装困难。跨置式支撑中的导向轴承为圆柱磙子轴承，并且内外全可以分离，他仅仅承受径向力，此村根据布置位置而定，是易损坏的一个轴承。

由于本设计是轻型客车的驱动桥，所传递的扭矩较小，采用悬臂式支撑已经足够，这样可以式结构简单，布置容易，成本降低。

从动齿轮的支撑刚度与轴承的形式，支撑间的距离级轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多用圆锥磙子轴承支撑。为了增加支撑刚度，两圆锥磙子轴承的大端应向内，以减少轴

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承之间的距离。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体有足够的空间来布置加强筋以增加支撑稳定性，轴承之间的距离应该不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能尽量平均的分配在两侧的轴承上，应尽量使从东锥齿轮两侧轴承的距离相等或是从动锥齿轮距离左侧轴承的距离大于右侧轴承的距离。 3.2 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定 3.2.1锥齿轮主要参数的选择

注：以下各项的计算中，Tc?min[Tce,Tcs]?3262nm （1）主、从动锥齿轮齿数选择

选取原则：

①Z1?Z2?40；②Z1、Z2、避免有公约数；③Z1不小于6。 所以选Z1?8,Z2?37符合这些要求。 （2）从动轮大端分度圆直径D2和端面模数ms D2?KD23Tc?14?33262?207.63mm

KD2：直径系数，取为14。

ms?D2?5.6mm Z2同时还应该满足：ms?km3Tc?0.3776?33262?5.6mm （3）齿面宽度

齿面过宽，会导致锥齿轮轮齿小端齿沟变窄，引起的切削刀头顶面宽过窄及刀尖圆角过小；齿面过窄，会引起齿轮表面的耐磨性降低。

b1、b2必须满足如下条件：

①b2?0.3A2，b2?10ms ②b1一般比b2大10%

经验公式估算:F?0.155d2?0.155?207.63?32.18mm，最后取齿面宽度为32.2mm。 （4）双曲面齿轮副偏移距E

如果E过大使齿轮纵向滑移过大，引起齿面早期磨损，E过小不能发挥双曲面齿轮的优点。对于乘用车和总质量不大的商用车，E应满足E?0.2D2且E?0.4A2，其中A2为从动锥齿轮节锥距，计算公式参看差速器行星齿轮节锥距计算。

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0.2D2?0.2?207.63?41.5mm ，0.4A2?43.7464mm

所以，取E?40mm，下偏移，即由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧，主动齿轮在从动齿轮中心线的下方。

图3.3 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

（5）中点螺旋角?

?越大，则重合度越大，轮齿强度越大，啮合齿数越多，传动平稳。 ?越小，齿轮上所受的轴向力越大，轴承载荷越大，轴承寿命缩短。

E40?1'?25??5?Z2Z?90???25??5??4.625?90???53?5'

1d2207.63 （6）螺旋方向

选用原则：挂前进当时，齿轮轴向力为离开锥顶的方向，使主从动齿轮有分离的趋势，防止齿轮卡死。

选取主动齿轮左旋（从锥顶看，齿形从中心线上半部分向右倾斜）。 （7）法向压力角?的选择

法向压力角大一些可以增加齿轮强度，减少不发生根切的最小齿数。 过大易使齿顶变尖，端面重合度降低。 选取??22?30'。

3.2.2主减速器齿轮计算载荷的确定

（1）主减速比的选择 i0?0.377?rrnpvmaxigh?0.377?0.338?4000?4.248

120?16

rr：车轮滚动半径0.338M

np：发动机输出功率最大时主轴转速4000rmin

vmax：最高车速120km/h igh：变速器最高档速比1

i0一般加大10%—25%，为了得到足够的储备功率，取加大10%，则i0=4.248×110%=4.672。

由于：Z1?8,Z2?37，

因此最终选择：i0?Z2Z2?37/8?4.625。 （2）从动齿轮计算载荷的确定 ①按发动机最大转矩计算：

Tce?kdTemaxki1ifi0?n?176?4.452?4.625?1?0.9?3262Nm

1kd：猛接离合器所产生的动载系数

Temax：发动机的最大转矩

k:液力变矩器变距系数，k???k0?1?2??1，k0为最大变矩系数

i1：变速器一档传动比

if：分动器传动比

i0：主减速器的减速比

?：发动机到驱动桥之间的传动效率

n：计算驱动桥数

②按驱动轮打滑：

G2m?2?rr1300?9.8?0.85?1.2?0.338 Tcs???4392nm

im?m1?1G2:满载状态下的后桥静载荷

'：最大加速度时的后轴负荷系数 m2?：轮胎与路面间的附着系数

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rr：轮胎的滚动半径

im：主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比

?m：主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率

③按汽车日常行驶平均转矩确定的从动轮的计算的转矩Tcf：

Tcf?G?(fR?fH?fP)?rr2650?9.8?0.338?(0.015?0.008?0)??834nm

iL??L?n1?1?1G：汽车满载总重

fR：道路的滚动阻力系数

fH：汽车正常使用的平均爬坡能力 fP：汽车在爬坡时的加速能力系数

?L：轮边传动效率 n：计算驱动桥数

（3）主动齿轮的计算转矩Tz

Tz?Tci0?G

Tc：从动齿轮的计算转矩 i0：主减速器的减速比

?G：主从动齿轮间的传动效率，取90%

按发动机的最大扭矩和传动系最低档速比确定的主动锥齿轮的计算转矩：

TZe?Tce3262??735nm i0?G4.625?0.90 按驱动轮打滑转矩确定的主动锥齿轮的计算转矩：

TZs?Tcs4392??989nm i0?G4.625?0.90 按汽车日常行驶平均转矩确定的主动锥齿轮的计算转矩：

TZf?

TcF834??188nm i0?G4.625?0.908

3.3 主减速器锥齿轮强度计算及校核

在选好主减速器锥齿轮的主要参数后，可以根据所选择的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，而后根据所确定的计算载荷进行强度验算，以保证锥齿轮有足够的强度和寿命。齿轮轮齿损坏形式主要有：弯曲疲劳折断，过载折断，齿面点蚀及剥落，齿面胶合，齿面磨损等。 由计算得主动轮螺旋角?1?53.0796?，而预选的?1'?53.09?， 两者差值0.0104??5?,符合要求。

??平均螺旋角??0.5(?1??2)?0.5?(53.0796（王望予编）?27.7436)?40?，查《汽车设计》

可知，重合度mF?1.8，较好。 （1）单位齿长圆周力

主动轮大端分度圆直径：

Z1d2cos?28?207.63?cos27.7436?d1???66.142mm ?Z2cos?137?cos53.0796主减速器锥齿轮的表面耐磨性常用齿轮上的单位齿长圆周力来估算。 按发动机最大转矩和变速器1档速比计算：

Temaxi1?1032?176?4.452?103p1???740Nmm?[P]?982Nmm（参考《汽车设计》王

Fd1266.142?32望予版，152页表格5-1：单位齿长圆周力许用值）

按发动机最大转矩和变速器直接档速比计算：

Temaxi4?1032?176?1?103p1???166Nmm?[P]?214Nmm

Fd1266.142?32故满足要求。 （2）轮齿弯曲强度

锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力公式

?w?2Tck0kskm?103

kvmsbDJwTc:为计算的齿轮的计算转矩

k0：过载系数。 ks：尺寸系数

km：齿面载荷分配系数

kv：质量系数

9

ms：端面模数

b：为计算的齿轮的齿面宽度 D：为所讨论齿轮的大端分度圆直径

Jw：为计算的齿轮的轮齿弯曲应力综合系数（参考《驱动桥》刘维信版）

①主动锥齿轮强度校核

1)以发动机最大扭矩和传动系最低当速比所确定的主动锥齿轮的转矩Tze为计算扭矩来校核：

?w?2Tck0kskm2?735?1?0.685?1.1?103??103?394MPa?[?w]?700MPa

kvmsbDJw1?32?8?5.6?0.32)以汽车日常行驶平均转矩所确定的主动锥齿轮转矩Tzf为计算扭矩来校核：

2?188?1?0.685?1.1?103?101MPa?[?w]?210.9MPa 21?32?8?5.6?0.35②从动锥齿轮强度校核

?wcf?1)以发动机最大扭矩和传动系最低当速比所确定的从动锥齿轮的转矩Tce为计算扭矩来校核

?wcF2?103?3262?1?0.685?1.1??441MPa?[?w]?700MPa 21?32?37?5.6?0.32)以汽车日常行驶平均转矩所确定的从动锥齿轮转矩TcF为计算扭矩来校核

?wcF2?103?3262?1?0.685?1.1??112MPa?[?w]?210.9MPa 21?32?8?5.6?0.3 （3）轮齿接触强度

锥齿轮轮齿的齿面接触应力公式：

?J?CpD12Tzk0kSkmKf?103kvbJJ

cP:综合弹性系数，刚对刚齿轮cP取232.6N12mm D1：主动锥齿轮大端分度圆直径

b：取b1、b2中较小的值

TZ:为所计算齿轮的计算转矩

k0:过载系数

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ks：尺寸系数

km：齿面载荷分配系数

kf：取1.0

kv：质量系数

JJ：齿面接触强度综合系数（参考《驱动桥》刘维信版）

由于接触应力主从动齿轮相等，所以以下只计算主动轮的 1)按主动轮计算载荷计算

232.62?735?1?1?1.1?1?103?j??1637.7?[?j]?2800MPa

66.1421?32?0.2332)按日常行驶转矩计算

232.62?188?1?1?1.1?1?103?j??828.3?[?j]?1750MPa

66.1421?32?0.2333.4 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算 （1）锥齿轮齿面上的作用力

根据《汽车设计》（王望予编）中介绍，主动轮的当量转矩为：

[fg1(ig1?ffT13ff)?fg2(ig2?T2)3?fg3(ig3?T3)3?fg4(ig4?T4)3100100100100

100T1d?Temax3

[1?(4.452?503607060)?3?(2.398?)3?21?(1.141?)3?75?(1?)3100100100100?136.7nm

100?1763主从动锥齿轮的中点分度圆直径如下：

d2m?d2?Fsin?R2?207.63?32sin66.9??178.2mm

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d1m?d2m?Z1cos?2?58.83mm

Z2cos?12T1d2?136.7??4.6kn d1m58.83主动轮受力为P1?从动轮受力P2?P1cos?2?6.8kn

cos?1则由此可计算出主从动轮上的轴向力和颈向力， 主动轮的轴向力为：

A1?P1(tg?1sin?1?sin?1cos?1)

cos?14.6(tg22.5?sin16.8194??sin53.0796?cos16.8194???4.4kn ?cos53.0796主动轮的径向力为：

P(tg?1cos?1?sin?1sin?1)?4.6(tg22.5cos16.8194?sin53.0796sin16.8194?4.6kn R1?1cos53.0796?cos?1????从动轮轴向力为：A2?P2(tg?2sin?2?sin?2cos?2)?3.9kn

cos?2从动轮径向力为：R2?P2(tg?2cos?2?sin?2sin?2)?2.4kn

cos?2 （2）轴承受力计算

Fa1?A1,FR1?R1,Ft1?P1Fa2?A2,FR2?R2,Ft2?P2

①主动轴支反力计算 H平面：有转矩平衡可知：

4.6?18?RH2?64?0 所以 RH2??1.29kn 4.6?82?RH1?64?0 所以 RH1?5.89kn V平面：由转矩平衡可知：

4.6?82?258.1?Rv1?64?0 所以 Rv1?1.86kn 4.6?18?Rv2?64?258.1?0 所以 Rv2?2.74kn 合成：

R1?RH1?Rv1?5.892?1.862?6.18kn

2212

R2?RH2?Rv2?1.292?2.742?3kn

22②从动轴支反力计算 H平面：有转矩平衡可知

6.8?63?RH2?136?0 所以 RH2?3.15kn 6.8?73?RH1?136?0 所以 RH1?3.65kn V平面：由转矩平衡可知

2.4?73?694?Rv1?136?0 所以 Rv1?6.39kn 694?Rv2?136?2.4?63?0 所以 Rv2??3.99kn 合成：

R1?RH1?Rv1?3.652?6.392?7.36kn R2?RH2?Rv2?3.152?3.992?5.08kn

2222③主动轴轴承的轴向力计算

查《机械设计》（濮良贵编）可知2Y?1.6,s?R/2Y,e?0.37,fp?1.2。 所以轴向派生力：

S1?R16.18??1.93kn 2Y3.2R23??0.94kn 2Y3.2S2??S2?Fa1?0.94?4.4?5.34?S1

?轴承1被压紧

?A1?S2?Fa1?0.94?4.4?5.34,A2?S1?1.93

?A15.34A1.93??0.86?e,2??0.64?e R16.18R23轴承动载荷为

P1?fp(XR1?YA1)?1.2?(6.18?1.6?5.34)?17.63P2?fp(XR2?YA2)?1.2?(3?1.6?1.93)?7.3

④从动轴轴承的轴向力计算

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查《机械设计》（濮良贵编）书可知2Y?1.6,s?R/2Y,e?0.37,fp?1.2。 所以轴向派生力：

S1?R17..36??2.3kn 2Y3.2R25.08??1.59kn 2Y3.2S2??S2?Fa1?1.59?3.9?5.49?S1

?轴承2被压紧

?A1?S2?Fa1?1.59?3.9?5.49kn,A1?S1?1.59kn

?A15.49A1.59??0.7?e,2??0.31?e R17.36R25.08轴承动载荷为：

P1?fp(XR1?YA1)?1.2?(7.36?1.6?5.49)?19.37 P2?fp?R2?1.2?5.08?6.01

（3）轴承寿命计算

主从动轴的轴承中，除了主动轴上的2轴承为30207E外，其他轴承均为30208E 因此只需校和主动轴上2轴承和从动轴上的1轴承即可，如下图。

查《机械设计手册》（高等教育出版社）可知30208E，Cr?59.8 30207E，Cr?51.5。 从动轴上的1轴承寿命：

C59.83L10?[]??[]?42.84?106r

P19.3710主动轴上的2轴承寿命

C51.53L10?[]??[]?67.34?106r

P7.3

1014

3.5 主减速器锥齿轮的材料

锥齿轮材料应满足如下要求：

①具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面具有高的硬度以保证有高的耐磨性。

②齿轮心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。 ③锻造性能、可加工性及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律容易控制。 ④选择合金材料是，尽量少用含镍、铬元素的材料，而是选用含锰、钒、钛、钼、硅等元素的合金钢。

汽车主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢来制造，主要有20GrMnTi，20MnVB，20MnTiB，22CrNiMo等 。

本设计采用比较多用的20GrMnTi。其优点是表面可得到含碳量较高的硬化层，具有相当高的耐磨性和抗压性，而心部较软，具有很好的韧性，因而它的弯曲强度，表面接触强度和承受冲击的能力均很好。由于含碳量较低，使得锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大的压力时可能产生塑性变形，如果渗透层与心部的相差过多，便会引起表面硬化层剥落。

4.差速器设计

4.1 差速器结构形式选择

汽车在行驶的过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的。如转弯时内侧车轮行程比外侧车轮短;左右两轮胎的气压不相等，台面的磨损不均匀，两车轮上的负荷不均匀而引起的车轮滚动半径不相等；左右车轮接触的路面条件不相同，形式阻力不相等......这样，如果左右车轮刚性连接，则不论转弯行驶或直线行驶，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎的磨损，功率和燃料的消耗，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵性变坏。为此在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。

差速器按期结构特征可分为：齿轮式，凸轮使，涡轮式等。汽车上广泛采用的是对称锥齿轮式差速器，该差速器具有结构简单，质量小，维修容易，成本低等优点。

差速器的性能常以锁紧系数来表征，定义为差速器的内磨察力矩与差速器壳接受的转矩之比。普通锥齿轮式差速器的锁紧系数一般为0.05—0.15,两半轴的转矩之比为1.11—1.35。这样的分配比例对于在良好路面上行驶的汽车来说是合适的。

由于本设计题目是轻型客车驱动桥设计，其行驶多在市内，道路条件良好，为简化结构和降低成本，决定使用普通锥齿轮式差速器。

15

1—轴承;2—调整螺母;3,7—差速器壳;4—半轴齿轮垫片;5—半轴齿轮;6—行星齿轮;8—轴架;9—

长轴;10—行星齿轮止推片; 11—短轴

4.2 普通锥齿轮式差速器齿轮设计 4.2.1差速器齿轮主要参数选择

①行星齿轮数

取n=4，即采用四个行星齿轮。 ②行星齿轮球面半径

行星齿轮的球面半径反映了差速器锥齿轮节锥矩的大小和承载能力，根据经验公式来确定，Rb?Kb3Tc?2.8?33262?41.526mm。

式中Kb为行星齿轮球面半径系数，Kb?2.5~3.0;Td为差速器计算转矩（N/m）,Td?min?Tce,Tcs?;Rb为球面半径（mm）。

行星齿轮节锥距A0?(0.98~0.99)Rb?41.1107mm。 ③行星齿轮和半轴齿轮的齿数Z1、Z2

为了使轮齿有较高的强度，希望取较大的模数，但是尺寸会增大，于是又要求行星齿轮的齿数Z1应该取得小一些，但是Z1一般不小于10，半轴齿轮齿数Z2在14—25之间选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比Z2/Z1在1.5—2.0的范围内。为使两个或四歌星性齿轮能同时与两个半轴齿轮啮合，两个半轴齿轮齿数必须能被行星齿轮数整除，否则差速器不能装配。

故选区行星齿轮齿数为Z1?10，半轴齿轮齿数为Z2?16。 ④行星齿轮和半轴齿轮节锥角?1、?2及模数

?z1/z2)?32.005???1?arctan(行星齿轮和半轴齿轮节锥角?1、?2分别为? ??z2/z1)?57.995??2?arctan(锥齿轮大端的端面模数m为m?⑤压力角?

2A02Asin?1?0sin?2?4.358，故模数m?4.5。 z1z2汽车差速器齿轮大都采用压力角为22?30'、齿高系数为0.8的齿形。 ⑥行星齿轮轴直径d及支撑长度L

T0?103行星齿轮轴直径d（mm）为d?

1.1??c?nrd

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式中，T0为差速器壳传递的转矩（N/m）；n为行星齿轮数；rd为行星齿轮支撑面中点到锥顶的距离（mm），约为半轴齿轮齿宽中点处平均直径的一半；??c?为支撑面允许挤压应力，取98MPa。

行星齿轮在轴上的支撑长度L为L?1.1d。 4.2.2差速器齿轮强度计算及校核

差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不象主减速器齿轮那样经常处于啮合传动状态，只有汽车转弯后左右车轮行驶不同的路面时，差速器齿轮才有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要进行弯曲强度校核。

2?103TK0KsKm公式：?w?，其中，

KvmFdJT：为所计算齿轮的计算转矩 K0：过载系数 Ks：尺寸系数

Km：齿面载荷分配系数 Kv：质量系数

①以发动机最大扭矩和传动系最低当速比所确定的转矩来校核：

2?103?489.3?1.0.6436.1.12?103TcK0KsKm??820.29?[?w]?980MPa ?w?1?12.3?16?4.3577?0.226KvmFd2JZ2n3262?0.6?489.3nm 4②以汽车日常行驶平均转矩所确定的转矩为计算扭矩来校核：

此处Tc?3.1.12?103TcFK0KsKm2?10?125.1?1.0.6436??209.7?[?w]?210.9MPa ?w?1?12.3?16?4.3577?0.226KvmFd2JZ2n此处TcF?834?0.6?125.1nm，故轮齿强度合格。 44.3 差速器齿轮的材料

差速器齿轮与主减速器齿轮一样，基本上都是用渗碳合金钢，目前用于制造差速器锥齿轮的材料为20GrMnTi，20MnVB，20MnTiB，22CrNiMo等。由于差速器齿轮要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已经被广泛应用。

5.车轮传动装置设计

5.1 结构形式分析

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车轮传动装置位于传动系的末端，其基本功用是接受由差速器传来的扭矩并将其传给车轮。对于非断开式的驱动桥，车轮传动装置主要零件试半轴。

半轴根据其车轮端的支撑方式不同，可分为半浮式，3/4浮式和全浮式三种形式。 半浮式半轴的结构特点是，半轴外端支撑轴承位于半轴套管外端的内孔，车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩外，其外端还承受由路面对车轮的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半轴结构简单，所受载荷较大，只用于乘用车何总质量较小的商用车上。

3/4浮式半轴的结构特点是，半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部，直接支撑于车轮轮毂，而半轴则以其端部凸缘与轮毂用螺钉连接。该形式半轴的受载情况与半浮式相似，只是载荷有所减轻，一般仅用在乘用车何总质量较小的商用车上。

全浮式半轴的结构特点是，半轴外端的凸缘用螺钉与轮毂相连，而轮毂又借用两个圆锥磙子轴承支撑在驱动桥壳的半轴套管上，理论上来说，半轴只承受转矩，作用于驱动桥上的其他反力和弯矩全由桥壳来承受。但由于桥壳变形，轮毂与差速器半轴齿轮不同心，半轴法兰平面相对其轴线不垂直等因素，会引起半轴弯曲变形，一次一起的弯曲应力一般为5—70Mpa。全浮式半轴主要用于总质量较大的商用车上。

本课题讨论的是轻型货车，属于总重量较大的商务用车，所以选择全浮式半轴。 5.2 半轴计算

①载荷：

全浮式半轴计算载荷可以按照车轮附着力矩M?计算， 即M??1'm2G2rr??0.5?1.2?1300?9.8?0.338?0.8?2067nm 2G2：满载状态下的后桥静载荷

'm2：最大加速度时的后轴负荷系数

?：轮胎与路面间的附着系数。

rr：车轮滚动半径

②半轴的扭转切应力：

??16M??d316?2067?103??434.8?[?]?541MPa

?323半轴的扭转切应力500—700MPa适宜。

? ：为半轴扭转切应力 d ：为半轴杆部直径

M?l?180??③半轴的扭转角：?????4.26

GIP???

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?：为扭转角

l：半轴长度

G：为材料剪切弹性模量

IP：半轴端面极惯性矩，IP??d432??32432?102943mm4。

4.26??14.2?/m 单位长度的扭转角为：

0.35半轴的单位长度扭转角在6—15较合适。 5.3 半轴可靠性设计

在汽车设计中，可靠性已经成为比较重要的技术指标之一。对于产品设计，必须考虑各参量的统计分散性，进行随机不确定分析，真实正确地反映产品的强度与受载等情况。

①可靠度计算

??16T，式中，T为半轴所传?d3递的转矩；d为半轴的直径。根据二阶矩技术，以应力极限状态表示的状态方程为

对于全浮式半轴来说，所受的扭转切应力?按以下计算：??16T式中，r为半轴材料的扭转强度；X为基本随机变量矢量，X??rg?X??r?3，???dTd?。

??T?设基本随机变量矢量X的均值E?X?????r?T22?d?D?X???r2000?T000?d，方差，??T??T且认为这些随机变量时服从正态分布的相互独立的随机变量。g?X?是反映半轴状态和性能的状态函数，可表示半轴的两种状态：

?g?X??0???g?X??0?失败状态安全状态

将g?X?在均值E?X??X处展开成二阶泰勒级数，可得到g?X?的二阶近似均值?g和一

2阶近似方差?g，如下：

?1?2gXD?X???g?E?g?X???gX?T2?2?X。 ??gX?2??????DgX?D?X?g??XT???????不论g?X?服从什么分布，可靠性指标定义为???g/?g，可靠度的一阶估计量为

19

R?????，式中，????为标准正态分布函数。

②可靠性设计

给定半轴可靠度R，查表得可靠性指标?，由上公式经推导整理得：

??2r63??2?r2?d?2?rA?d?A2??2B?0，

?式中，A?16?T??96?T???0.005?;B?22256?T?2?22304?T?2??0.005?。

2根据加工误差和3?法则，取半轴直径标准差?d为0.005倍的半轴直径均值?d，求解上 式可以求得半轴最小直径的均值?d和标准差?d。 5.4 半轴的结构设计

①全浮式半轴杆部直径可按下式初选，d?K3M??32mm。

d：为半轴杆部直径

M?：为半轴的计算转矩

K：为直径系数，取0.205—0.218。

根据初选的d，按前面的应力公式进行强度校核。

②半轴的杆部直径应小于或等于半轴花键的底径，以便使半轴各部分基本达到等强度。 ③半轴的破话形式大多是扭转疲劳损坏，在结构设计时应尽量增大各过渡部分的倒圆角半径，尤其是凸缘与杆部、花键与杆部的过度部分，一减小应力集中。

④但杆部较粗且外端凸缘也较大时，可以采用两端用花键的结构。

⑤设计全浮式半轴杆部的强度储备应低于驱动桥其他传利零件的强度储备，使半轴起一个“熔丝”的作用。

6.驱动桥壳设计

驱动桥壳的主要功用是支撑汽车质量，并承受有车轮传来的路面反力和反力矩，并经悬架传给车架；它是主减速器差速器半轴的装配基体。

驱动桥壳应满足如下设计要求：

①应具有足够的强度和刚度，以保证主减速器齿轮啮合正常并不使半轴产生附加弯曲应力。

②在保证强度和刚度的前提下，尽量减小质量以提高行驶的平顺性。 ③保证足够的离地间隙。 ④结构工艺性好，成本低。

⑤保护装于其上的传动系部件和防止泥水侵入。

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⑥拆装、调整、维修方便。 6.1 驱动桥壳结构方案分析

驱动桥壳大致可分为整体式和分段式两大类型。

整体式驱动桥壳具有较大的强度和刚度，且便于主减速器的装配、调整和维修，因此普遍是应用于各类汽车上；而分段式驱动桥壳一般用于重型专用车辆和其他非道路车辆。

整体式桥壳按照制造方法不同可分为整体铸造、中段铸造压入钢管、钢板冲压焊接和热胀成型式四种。中重型车多用铸造式，而冲压焊接式多用于轻型车。所以，依照本课题要求，选用整体式驱动桥壳中的铸造式。

铸造式整体桥壳的特点是整个桥壳式一个空心梁，桥壳和主减速器壳是两体，它具有强度和刚度较大，主减速器拆装方便等优点，缺点是质量大，加工面多，制造工艺复杂。 6.2 驱动桥壳强度计算及校核

桥壳的校核主要有以下几种工况： ①静载荷下

此时的危险断面在弹簧座处

M?(G2b?sG2b?s12740??1.440?1.225??gw)????684.775nm

22224M684.775??95.4MPa，其中， ?6Wv7.179?10静弯曲应力为：?wj?G2：满载时后轴的静载荷 gw：车轮重量

b：车轮内边缘与弹簧座中心距离

s：两弹簧座中心距离

d4?D(1?4)D?7.179?10?6mm3 Wv：Wv?32②不平路面冲击载荷下的强度计算

3动载系数取Kd?1.75，

那么?wd?Kd?wj?1.75?95.4?167MPa。 ③最大牵引力

两轮最大切相反力：Pmax?TemaxiTL?T176?4.452?4.625?0.9??9651N rr0.338

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两钢板弹簧间垂向弯矩：Mv?G2b?s?m2??821.73nm 22pmax(b?s)9651?(1.44?1.225)??518.74NM

2?24两钢板弹簧座间水平弯矩：Mh?转矩：T?TemaxiTl?T176?4.452?4.625.0.9??1631nm 222?T2?821.732?518.742?16312?1898.5nm 合成弯矩：M??Mv2?Mh所以合成应力???④紧急制动时 垂向弯矩 ： Mv?M?1898.5??264.5?[??]?300MPa W7.179G2b?s12740?0.75?(1.44?1.225)'?m2???514nm 224'm2：制动时后轴的载荷转移系数，取为0.75。

水平弯矩：Mh?G2b?s12740?0.75?0.8?(1.44?1.225)'?m2?????514nm 224附着系数?，取为 0.8。 转矩 T?G2'12740m2?rr??0.75?0.8?0.338?1292nm 22rr：车轮滚动半径

nm 合成弯矩 ：M??M?M?T?5142?4112?12922?14502v2h2合成应力 ： ???⑤侧向力最大时

M?1450??202?[??]?300MPa W7.179当侧滑时危险断面在外车轮轮毂内轴承里端，若车向右侧滑，左侧为内侧，右侧为外侧。

1hg?10.4?1)?12740?(0.5?)?9909N 右侧车轮得支反力为： Z2R?G2(?2b1.44hg：质心高度

?1：侧滑时的附着系数

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侧向力：Y2R?Z2R?1?9909?1?9909N 驱动轮右轮轮毂的左轴承径向支撑力：

S1R?rrb0.3380.0338Y2R?Z2R??9909??9909?43600N a?ba?b0.08450.0845rrb0.3380.0338Y2R?Z2R??9909??9909?35672N a?ba?b0.08450.0845S2R?所以 MA?A?S2R(a?b)?3014.3nm ?wA?A? ?A?A?MA?A3014.3??420MPa W7.179?4S1R?(D?d)22?43600?4?49MPa

2?(0.045?0.03)222?3?合成应力 ??A?A??wA?AA?A?428.5?[?]?490MPa

所以，桥壳是满足要求的。

7.花键设计与计算

7.1 花键结构的形式及参数选择

花键主要有矩形花键和渐开线花键，矩形花键应用广泛，加工容易，但应力集中严重，因此当传递较大扭矩时，一般尺寸较大。渐开线花键应力集中较小，定位准确，应用于精密连接，齿高低，所以适合于小尺寸轴和薄壁零件。

本设计中有两处花键，分别是主动轴和半轴上，均选用30?平齿渐开线花键。参数如下：GB/T1144-2001模数m=2mm，分度圆D=32mm,齿数Z=16，主动轴花键长45mm，半轴花键长30mm。 7.2 花键校核

渐开线花键的主要失效形式是静连接时工作表面被压溃和动连接工作表面过渡磨损。因此静连接通常按工作表面上的挤压应力进行强度校核。校核时假定载荷在花键的工作表面均匀分布，各齿面上压力的合力作用在分度圆直径处，并引入系数?来考虑实际载荷在各花键齿上分配不均匀的影响。

①半轴花键校核

2T?1032?2067?103?P???179.4?[?P]?200MPa

?Zhldm0.75?16?2?32?30

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T：半轴计算载荷，T?1'1m2G2rr???1.2?1300?9.8?0.338?0.8?2037nm 22?：载荷分布不均匀系数 Z：齿数

h：工作齿高，h?m

l：花键工作长度

dm:花键的平均直径，渐开线花键中dm?di，di为分度圆直径 ②主动轴花键校核

2T?1032?3262?103?P???189?[?P]?200MPa，所以花键是合格的。

?Zhldm0.75?16?2?32?308.驱动桥的结构元件

8.1支撑轴承的预紧

为了提高主减速器锥齿轮的支撑刚度，改善齿轮啮合的平稳性，应对支撑锥齿轮的圆锥滚子轴承进行预紧。但是如果预紧力过大，会使轴承工作条件变坏，降低传动效率，加速轴承的磨损，还会导致轴承过热而引起损坏等。通常轴承预紧度的大小用轴承的摩擦力矩来衡量，预紧后的轴承摩擦力矩合理值应根据试验确定，对于货车，主动锥齿轮圆锥滚子轴承的摩擦力矩一般为1—3N?m。

主动锥齿轮轴承预紧力的调整，可以采用具有轴向弹性的波形套筒调整轴承预紧度的方法。波形套筒安置在两轴承内圈之间或轴承与轴肩之间。其上有一波纹区或其他容易产生轴向变形的部分。该套筒的轴向载荷与轴向变形之间，具有如图8—1所示的特征。A点为流动点，当轴承预紧后，波形套选在A点以后的塑性变形区工作。由于该区载荷变形曲线平坦，因而容易使轴承预紧度保持在规定范围内。但每拆装一次，由于材料的冷作硬化，套筒的一端需要加一薄垫片以使波形套筒再次在塑性变形区工作。波形套筒用冷拔低碳无缝钢管制造。一个新的波形套筒拆装3—4次就会因塑性太小而报废，这是其主要缺点。

图8—1

8.2锥齿轮啮合调整

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在轴承预紧度调整之后，须进行锥齿轮啮合调整，以保证齿轮副啮合印迹正常，并使齿轮大端处齿侧间隙在适当的范围以内（一般为0.1—0.35mm）。主减速器锥齿轮正确的啮合印迹位于齿高中部稍偏小端。当齿轮啮合印迹不正常或齿侧间隙不适宜时，可加、减主减速器壳与轴承之间的调整垫片，再轴向移动主动锥齿轮，将从动锥齿轮轴承外两调整螺母旋进旋出相同的角度，或将主减速器壳一侧的垫片的一部分取出放到另一侧，以便移动从动锥齿轮，实现对锥齿轮的啮合调整。 8.3润滑

①双曲面齿轮主减速器，必须加注双曲面齿轮油。 ②加油孔应设在加油方便之处，放油孔应设在桥壳最低处。

③为了防止因主减速器和桥壳中部温度高使壳内气压增大而引起漏油，需装通气塞。 ④差速器壳上应开孔使润滑油能进入，以保证差速齿轮和滑动表面的润滑。

⑤主动锥齿轮上的后轴承距从动锥齿轮较远，无法采用飞溅润滑。为此，常在主减速器壳上设置油道，齿轮飞溅出来的油进入杯状的油口，经油道流到后轴承处。主动锥齿轮的后轴承滚锥大端向外，有向外泵油的作用，因而在该轴承外侧要有回油道口，使油能流回桥壳，以保护油封不被破坏。

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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，确定了驱动桥的总体设计方案，先后进行主减速器 ，差速器，半轴以及驱动桥壳的结构设计和强度校核，并运用AutoCAD软件绘制出主要零部件的零件图和总的装配图，运用了CATIA软件绘制出部分零部件的实体造型。设计出了3.5吨级的驱动桥，该驱动桥适用于轻型货车等。

参考文献

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[1] 王望予 主编. 汽车设计. 第4版. 北京：机械工业出版社. 2004.08(2012.01重印) [2] 濮良贵 纪名刚 主编. 机械设计. 第8版. 北京：高等教育出版社. 2006.06(2012.02重印) [3] 吴宗泽等 主编. 机械设计课程手册. 第4版. 北京：高等教育出版社. 2012.05

[4] 臧杰 阎岩 主编. 汽车构造下册. 第2版. 北京：机械工业出版社. 2.10.08(2011.09重印) [5] 郑文纬 吴克坚 主编. 机械原理. 第7版. 北京：高等教育出版社. 2011.01 [6] 刘维信 主编.驱动桥. 第6版. 北京：人民交通出版社. 1987

Abstract:Bridge drive a vehicle with one of the four assembly, its performance will have a direct impact on vehicle performance, and it is particularly important for the truck.When a large high-power engine torque output to meet the current needs of fast,heavy duty truck high-efficiency, high benefit, must be with an efficient, reliable drive axle. So the single reduction drive axle transmission efficiency

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has become the direction of future development of heavy truck.

The design method of this article referred to the traditional driving axle design of light truck drive axle. First, determine the overall design plan; and to identify the main components of the structure and main design parameters; at the end of the main, driven bevel gear, differential bevel gear, a half axle gear, full floating axle shaft and the strength check.

Key Words:drive axle light truck differential mechanism main reducer

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/f0vg.html