吉林大学毕业设计-轻型客车驱动桥

本科生学号42100219

吉林大学

本科生毕业论文

中文论文题目：轻型客车驱动桥设计 英文论文题目：The design of light bus driving axle

学生姓名： 学生班级： 学生学号：

学院：汽车工程学院 专业：车辆工程

导师姓名： 及职称：讲师

2014年 6 月

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摘要

轻型客车在现实生活中起着很大的作用，用轻型客车来载人载货都很便

捷。尤其是在乡镇中，轻型客车作为短途客车以及运输货物的工具占据着很重要的位置。本设计的主要内容是汽车底盘中传动系的驱动桥部分。驱动桥是汽车四大总成其一，驱动桥的性能将直接影响整车性能，对于客车、载重汽车、货车的影响都很大。

文中主要设计驱动桥的主减速器、差速器、半轴、桥壳部分。其中主减速器中包括啮合齿轮的型式选择、尺寸参数计算以及强度校核；差速器包括行星齿轮、半轴齿轮的参数及强度校核；半轴包括半轴的具体尺寸设计、花键类型选择和强度校核；桥壳包括在各个工况下桥壳的强度校核。

本设计除主要的设计计算和型式选择外，还包括双曲面齿轮、行星齿轮、

半轴齿轮的参数计算程序。

关键词：驱动桥主减速器差速器轻型客车

I

外文摘要

Light bus plays animportant role in the real life，and it is very

convenienttotransport people or goods.Especially in the townships, light bus is of great value in short-distance transportation.The ma-in contents of this design is thedriveaxle.The axle as the one of four auto assembly ,Its performance directly affects the performance of the whole vehicle ,for passenger cars、trucks is particularly important .

This paper mainly designed the main gear, differential and the a-xle housing

of thedrive axle. Main gear reducer includes choice of the type, size, parameter calculation and strength check; includes a planetary gear differential, axle gear parameters and strength check; axle specific dimensions, including design, spline type selection and strength check; axle housing strength checking various conditions, including in the axle housing.

In addition to the main design of the design calculations and type selection,

this paper includesthe program of hypoid gears, planetary gears, axle gears.

Keyword: driving axle.mainretarder.differentialmechanism.light bus.

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目录

第一章绪论 .......................................................................... 1

第一节驱动桥简介........................................................................................ 1 第二节驱动桥设计参数................................................................................ 2

第二章驱动桥结构型式选择 ............................................. 3 第三章主减速器设计 ......................................................... 4

第一节主减速器的结构形式........................................................................ 4 第二节主减速器的基本参数选择与设计计算............................................ 7

第四章差速器设计 ........................................................... 28

第一节差速器结构形式的选择.................................................................. 28 第二节对称式圆锥行星齿轮差速器的设计.............................................. 28

第五章半轴设计 ............................................................... 34

第一节半轴的结构形式.............................................................................. 34 第二节全浮式半轴设计.............................................................................. 34

第六章驱动桥壳设计 ....................................................... 37

第一节驱动桥壳的选型.............................................................................. 37 第二节驱动桥壳的受力分析与强度计算.................................................. 38

第七章制造工艺分析 ....................................................... 44

第一节主减速器主动锥齿轮加工工艺...................................................... 44 第二节驱动桥总成装配技术条件.............................................................. 48

参考文献 ........................................................................... 49 致谢 .................................................................................... 50

III

第一章绪论

第一章绪论

第一节驱动桥简介

汽车通常由地盘、发动机、车身和电器电子部分组成，其中地盘有包括行驶系、制动系、转向系和传动系，而驱动桥处于传动系的末端，发挥着其不可限量的作用。在汽车的传动中，变速器还不能直接把动力传输给车轮，因为其还不能解决发动机的特性与汽车行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题，另外经由变速器对发动机速度的改变时远远不够的，还需要经过主减速器的调整才能够输出适合汽车行驶的速度以及转矩。还有因为绝大多数的发动机是纵向安置的，为了能将转矩传给左右驱动车轮，必须由驱动桥的主减速器来改变转矩的传递方向，同时还得由驱动桥的差速器来解决左右驱动车轮间的转矩分配问题和差速要求，其次驱动桥还能使汽车在最高挡时，使汽车有足够的牵引力、适当的最高车速和良好的燃料经济性，为此需要通过驱动桥的主减速器进一步的增大转矩降低转速。

因此驱动桥在汽车传动系的设计中也占有举足轻重的地位。近几年，有许多汽车制造商和供应商为改善车辆动力传动系统效率做出了很多努力。这就使得客户对车辆的燃油经济性有更大的要求以及使得政府法规日益严格。汽车后桥是传动系统中功率损耗的主要来源，还是一个改善功率损耗后就能对整车燃油经济性有显著影响的区域。机械的摩擦损失和旋转损失都与润滑剂工作温度的变化有显著的关系。此外，由于温度的不同也会引起轴承的预紧力不同。润滑油的温度，齿轮的接触表面，轴承的接触表面对整个车桥的功率损耗，疲劳寿命，和磨损等性能方面有至关重要的影响。因此，能够理解汽车后桥温度关于汽车负荷和车速的函数关系很重要。汽车的后桥是在一系列的速度和负载条件下通过一个典型的EPA油耗行驶循环来研究热行为和功率损耗。在测试轴的各个关键的旋转部件和固定部件用热电偶进行检测。旋转的热电偶的温度用无线遥测系统来读取。测试周运行在一个模拟风冷的测功机上，测试要运行到润滑油达到稳定的状态下。在设计的具体数据以及各种型式以及型号的选择结果中的发现会在本文中进行讨论。

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本次设计主要就是针对驱动桥的一些具体问题来进行设计的。

第二节驱动桥设计参数

2.1主要技术参数

整车整备质量：1750kg 总质量：2800kg 满载后轴：1680kg

轴距：2590mm；前轮距：1460mm；后轮距：1440mm 滚动半径351mm 板簧中心距：820mm 变速器最低档传动比：4.313 主减速器传动比：4.3 最高车速：130km/h 最大转矩：280N·m

第二章驱动桥结构型式选择

对于驱动桥结构型式的选择应该从所设计汽车的类型及使用、生产条件出发，同时还应该考虑到驱动桥的型式与汽车其他总成之间的相互搭配使用，尤其是与悬挂的结构型式级特征相适应，这样才能对汽车的整体性能有所保证。按驱动桥的工作特性分，驱动桥的结构型式可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。其中非断开式驱动桥常与非独立悬架配合使用；断开时车桥常与独立悬架配合使用。按驱动桥的总体布置来分的话，驱动桥的结构形式又可以分为三种，就是普通的非断开式驱动桥、带有摆动半轴的非断开式驱动桥还有断开时驱动桥。

本次设计的是轻型客车的驱动桥，其中有设计车辆为金杯大海狮，已知汽车所采用的后悬架是钢板弹簧非独立悬架，又由于非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠并且与钢板弹簧非对立悬架相匹配，故本次轻型客车的驱动桥设计的驱动桥结构型式选择为非断开式驱动桥。

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第三章主减速器设计

第一节主减速器的结构形式

1.1主减速器的齿轮类型

下面就是这几种齿轮类型的具体介绍：

图 3-1 图 3-2

1、 弧齿锥齿轮传动

弧齿锥齿轮传动的具体结构如图3-1所示，其特征是主、从动齿轮的轴线垂直并且相交于一点。因为有轮齿端面重叠的影响，起码有两对以上的轮齿同时啮合，所以能够承受较大的负荷，加上其轮齿并不是在齿的全上上同时啮合，而是渐渐由齿的一端持续而平稳地转向另外一端，是以工作平稳，有较低的噪声和振动。但是弧齿锥齿轮是齿轮啮合精度要求较高，齿轮副锥顶稍稍错位会使工作条件的恶化，并增加齿轮的磨损，使噪声和振动。

2、双曲面齿轮传动

双曲面齿轮传动具体型式如图3-2所示，其特点是：主、从动齿轮的轴线不相交但相互垂直，同时主动齿轮轴线还相对于从动齿轮轴线向上或者向下偏移一距离E，称其为偏移距。许多的汽车的主减速器上都采用此结构，也是的主减速

第三章主减速器设计

器的结构更加的节凑布置更为合理，空间能够更有效的利用。

3、圆柱齿轮传动

圆柱齿轮传动普遍用于发动机横置的前置前驱乘用车的驱动桥、双级主减速器驱动桥以及轮边减速器。此时为了提高传动性能，齿轮皆应采用斜齿轮。

4、蜗杆传动

蜗杆传动主要用于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。

综上各种因素，本轻型客车驱动桥设计的主减速器齿轮型式选择为选用双曲面齿轮更为合适。

1.2主减速器的减速形式

主减速器的中型式具体分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、单（双）级减速配以轮边减速等。汽车类型、使用条件、驱动桥处的离地间隙、驱动轴数和布置形式以及主减速比i0都会成为影响减速形式选择的因素。凡是当主减速比i0≤7.6（针对贯通式驱动桥i0≤5）时，应选用单级减速；当7.6≤i0≤12时，应选用双级减速；当i0＞12并且需要较大的离地间隙时，需配以轮边减速。

本次设计轻型客车要求的主减速比为4.3，并且小于7.6，所以选用单级主减速器。

1.3主减速器主动锥齿轮的支承方案

就是在驱动桥桥壳结构和轴承的型式早就确定的情况下，齿轮的支承刚度也会影响主减速器齿轮的啮合精度。，使汽车有足够的牵引力、适当的最高车速和良好的燃料经济性，为此需要通过驱动桥的主减速器进一步的增大转矩降低转速。目下当今汽车主减速器主动锥齿轮的支承形式具体可以分为以下两种。

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图 3-3

1、悬臂式支承

悬臂式支承（见图3-3（a））的结构特征在于在锥齿轮大端一侧有较长的轴，然后在其上安装一对相互对置能够抵消轴向力的圆锥滚子轴承。通常为了以改善支承刚度，会采取减小悬臂长度a和增加两支承间的距离b的措施，同时应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，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，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了尽可能地增加支承刚度，支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径的70%还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承轴径比另一轴承的支承轴径大些。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大小有关外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。悬臂式支承结构简单，但支承刚度较差，主要用于传递转矩较小的主减速器上。

2、跨置式支承

跨置式（见图3-3（b））支撑的结构在锥齿轮在轴两端装有轴承，可以大大提高轴承的刚度，降低了轴承的负荷，提高齿轮啮合条件，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。另外，由于齿轮大端一侧轴径上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，这样可以缩短主动齿轮轴的长度，会使布置更紧凑，同时可减小传动轴夹角，更加有利于整车的布置。但是跨置式支承也存在一些缺点，就是必须在主减速器壳体上布置支承导向轴承所需要的轴承座，这是由此使得主减速器

第三章主减速器设计

壳体结构复杂，加工成本提高。因主、从动齿轮之间的空间很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不下或使齿轮拆装困难。通常只有在需要传递较大转矩情况下，才会考虑选择采用跨置式支承。

因此，本次设计为轻型客车驱动桥设计中主减速器主动齿轮选用悬臂式支撑，轴承的具体位置尺寸的选择将在后面计算轴承寿命的时候给出。

1.4主减速器从动锥齿轮的支承方案

从动锥齿轮的支承方式多采用骑马式支承如上图3-3（c），并且从动锥齿轮的轴承大多数的情况下都是采用圆锥滚子轴承支承的。在这个结构中为了获得较大的支承刚度，通常会采取这个措施：就是两个轴承的圆锥滚子大端通常向内，以减小尺寸c和d，目的是为了增加支承刚度。从载荷分布的角度来看，为使载荷能均匀分配在两轴承上，设计时要尽量使尺寸c不要小于尺寸d，c与d的具体尺寸可参见后续的轴承校核部分。

第二节主减速器的基本参数选择与设计计算

2.1从动锥齿轮计算载荷的确定

由于本设计是轻型客车的驱动桥设计，按照经验是将发动机的最大转矩同时用传动系最低挡传动比时和驱动车轮在良好路面上开始滑转时，在两种情况中主减速器从动齿轮上的转矩（Tje、Tj?）的较小者，作为载货汽车和越野汽车在强度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?TemaxiTLK0?T n

G2m'2?rrTj??

?LBiLB式中： Temax——发动机最大转矩，题目已知Temax?180Ngm；

K0——本设计为轻型客车选取K0?1；

?T——最低挡时由发动机至主减速器从动齿轮之间的传动效7

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率，取?T?0.9；

n——驱动桥数目，取n?1；

G2——汽车满载时一个驱动桥的静载荷，N，题目已知

G2?15582N；

'm2——汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，乘用车为1.2~1.4，

'商用车为1.1~1.2。本设计为轻型客车设计选取m2?1.3；

?——轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取??0.85；对于越野汽车，??1.0；对于安装专门的防滑轮胎的高级轿车，计算时可取??1.25。本设计为轻型客车取??0.85；

rr——车轮的滚动半径，m，由轮胎型号195/70R15得rr?0.351m；

?LB、iLB——分别为主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，?LB?0.95，iLB?1；

代入数据算得Tje=3004.44Ngm、Tj?=5926.65Ngm。

由上式所求得数据不能用次计算转矩作为疲劳损坏的计算转矩。正常情况对于公路车辆而言，当计算主减速器主从动锥齿轮疲劳寿命的时候，应该按照以下所算转矩为计算转矩Tjm，即

Tjm?GarriLB?LBn(fR?fH?fP)

式中： Ga——汽车满载总重量，N，题目已知Ga?2650?9.8?25970N；

fR——道路滚动阻力系数，计算时对于轿车可取0.010~0.015；对

于载货汽车可取0.015~0.020；对于载货汽车可取0.020~0.035。本设计为轻型客

车的驱动桥设计所以选取fR?0.013；

n——驱动桥数目，取n?1；

第三章主减速器设计

?LB、iLB——分别为主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，?LB?0.95，iLB?1；

fH——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常对于轿车取0.08；对

于载货汽车和城市公共汽车取0.05~0.09；对于长途公共汽车取0.06~0.10；对

于越野汽车可取0.09~0.30。本设计为轻型客车取fH?0.08；

fP——汽车的性能系数：

fP?0.195Ga1[16?] 100Temax 当

0.195Ga?16时，取fP?0，代入数据算得Temax0.1G9a5fP?0。 =28.?13，则16Temax代入本设计的具体数据算可得Tjm=831.34Ngm

2.2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的选择

本设计的参数中已经给定主减速比i0=4.3。为了使磨合均匀，z1和z2应互为质数；同时为了得到比较好的齿轮的重叠系数，主从动齿轮的齿数之和对于卡车数量应不少于40个，汽车应不低于50；当主减速比i0较大时，z1取值小些，为的是得到满意的驱动桥离地间隙。

本设计中已给定主减速比i0=4.3，最小离地间隙H0=185mm，选取z1=10，

z2=z1i0=10?4.3=43。

2、从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms的选取

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在本轻型客车的驱动桥设计中，从动锥齿轮大端分度圆直径D2选取大了会影响驱动桥壳尺寸和最小离地间隙，从动锥齿轮大端分度圆直径D2选取小了会使得主动齿轮的前支撑座安装的空间以及差速器的安装很不方便，比较狭窄。

D2应该根据以往推到出的公式进行初选，即

D2?KD23Tj

式中： D2——从动锥齿轮大端分度圆直径，mm；

KD2——直径系数，取13.0~16，取KD2?15；

Tj——从动锥齿轮的计算转矩，Ngm，

Tj?min[Tje,Tj?]=3004.44Ngm

代入数据得D2?216.44mm，取D2?217mm 从动锥齿轮的端面模数ms由下式计算

ms?D2/z2=5.04mm ms还应满足

ms?Km3Tj

式中： Km——模数系数，取Km?0.3~0.4；

Tc——从动锥齿轮的计算转矩，Ngm，Tj?min[Tje,Tj?]=3004.44Ngm

代入数据得ms?4.33~5.77，故本设计中取ms=5.04mm 3、主从动锥齿轮齿面宽b1和b2的选择

对于从动锥齿轮的齿面宽b2应该小于等于其节锥距A0的0.3倍，即

b2?0.3A0。对于汽车而言，主减速器圆弧齿轮的齿面宽b2?0.155D2，同时b2应满足b2?10ms。对于弧齿锥齿轮，b1一般比b2大10%。

第三章主减速器设计

代入数据得b2?0.155D2?33.64mm，b1?1.1b2?37.01mm，

b2?10ms?50.4mm，取b2?34mm，b1?38mm。

4、双曲面齿轮副的偏移距E的确定和偏移方向的选择

本次设计的是轻型客车的驱动桥，主减速比i0?4.3，E?0.2D2?43.4mm，取E?30mm。

主减速器采用的齿轮形式是双曲面齿轮，其偏移可分为两种，主要是看偏移方向的不同。偏移方向具体的判定规则是：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；如果主动齿轮在从动齿轮中心线的下方，则为下偏移。为了减小驱动桥的最小离地间隙，本设计中选取下偏移方式。

5、选择中点螺旋角?

格里森齿制双曲面齿轮通常用下面的公式来估算出双曲面齿轮副中主动锥齿轮螺旋角的名义值：

?1'?25??5?z2E?90? z1D2

式中： ?1'——主动齿轮的名义（中点）螺旋角的预选值；

z1、z2——主、从动齿轮齿数；D2——从动齿轮大端分度圆直径，mm；

E——双曲面齿轮的偏移距，mm。

代入数据得?1'?47.811?，取?1'?50?

预选?1'后尚需用刀号来加以校正。首先求出近似刀号：

近似刀号??1??220sin?1'

式中： ?1、?2——主、从动齿轮的齿根角，以“分”表示。

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1111按近似刀号选取与其最接近的标准刀号（计有：，1，2，3，??，

2222120），然后按选定的标准刀号反算螺旋角?1： 2?1?acrsin(20?标准刀号)

?1+?2

所得的?1值来检验?F的大小，使?F?1.25，同时?1与?1'之差应小于5? 接下来，我们利用下面的公式来估算出从动齿轮的名义螺旋角：

?2=?1-?

式中： ?——双曲面齿轮传动偏移角的近似值：

sin??ED2b2?22

式中： E——双曲面齿轮的偏移距，mm；

D2——双曲面从动齿轮大端分度圆直径，mm； b2——双曲面从动齿轮齿面宽，mm。

双曲面齿轮传动的平均螺旋角为

???1+?22

具体计算结果可通过程序计算。 6、螺旋方向的选择

汽车前进时，从汽车前面向后面看，驱动桥主减速器的主动齿轮轴沿顺时针方向旋转，所以本次轻型客车驱动桥设计中主动锥齿轮的螺旋方向选为左旋，从动锥齿轮螺旋方向选为右旋。

7、法向压力角?的选择

主减速器的传动型式从上文可知，本次设计的方案中已经选取了双曲面齿轮传动，而且主动锥齿轮的齿数是z1=10。由此，从动锥齿轮法向压力角取

??21?15'，主动锥齿轮平均法向压力角??21?15'。

8、格里森制锥齿轮铣刀盘名义直径的选择

第三章主减速器设计

格里森齿制双曲面齿轮铣刀盘的名义直径2rd的概念是：通过被切齿轮齿间中点的假想同心圆的直径。

可用下式初步估算刀盘的名义直径：

22rd?2K2A02?Am(2?sin2?2)?Amsin?2

（mm）

式中： K——调整系数，选取0.9~1.1范围内的某值，以使2rd为标准值；

A0、Am——分别为从动齿轮的节锥距和中点锥距，mm；

?2——从动齿轮的螺旋角。

可以根据上面的公式初步地估算刀盘的名义直径值，通过查找相关手册可以选出与其最接近的刀盘名义半径的标准值；刀盘半径的选择也可以按从动齿轮大端分度圆直径D2直接选取刀盘名义半径。按从动齿轮大端分度圆直径

D2?217mm直接选取刀盘名义半径rd?95.250mm。

2.3主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算

由前面已经算好的双曲面齿轮副的基本参数，经过自己编写的matlab（具体程序详见电算说明书）来进行这复杂繁琐的计算，最终由程序计算后可以得到主减速器双曲面齿轮的具体的几何尺寸（如下表）：

序号 （1） （2） （3） （4） 参数 Z1 Z2 （1）/（2） F 结果 10 43 0.2326 34 备注 主动齿轮齿数 从动齿轮齿数 大齿轮齿宽 F=0.155d2 小齿轮轴线偏移距 （5） E 30 E=（0.1~0.12）d2 （6） D2 217 D2=KD2.3Tj其中KD2是直径系数，13-16 Tj为计算载荷 （7） rd 95.25 13

刀盘名义半径

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（8） ?/ tan?/ 47.811? 1.1033 0.2791 0.9632 92.1257 0.3137 0.9495 1.2956 21.4246 27.7574 1.26 357.8743 0.0872 1.0038 0.0869 4.9824 0.2995 0.3139 0.2767 0.9638 0.3107 0.9505 1.1106 -0.0023 -5.2789e-04 预选值?/=25+5Z2E+90Z1d2 （9） （10） （11） （12） （13） （14） （15） （16） （17） （18） (19) (20) (21) （22） （23） （24） （25） （26） （27） （28） （29） （30） （31） （32） sin?2= 从动齿轮齿宽中点处的分度圆半径 主动齿轮齿宽中点处的分度圆半径 cot?2i?1.2(3) sin?2i Rm2=(6)?(4)(11)2.0 (5)(11)(12) sin?i/=cos?i/ (14)+(9)(13) (3)(12) Rm1=(15)(16) TR=0.02(1)+1.06 (12)/(10)+(17) tan?=(5)/(19) 21.0+（20） sin?=(20)/(21) ? (5)?(17)(22)(12) tan?2 tan?1?=(22)/(25) cos?1? sin?2/=(24)/(27) cos?2/ tan?1?=(15)?(29)(28) (28)[(9)?(30)] (3)(31)

第三章主减速器设计

（33） （34） （35） （36） （37） （38） （39） （40） （41） （42） （43） （44） （45） （46） （47） （48） （49） （50） （51） （52） （53） （54） （55） （56） （57） （58） sin?1=(24)-(22)(32) tan?1 0.2995 0.3139 0.2767 15.4642 0.9638 0.3108 18.1057 0.9505 1.1032 47.8082 0.6716 29.7025 0.8686 0.5704 0.2900 73.8297 0.9604 0.2785 28.7496 330.8003 359.5498 83.3175 69.7938 主动齿轮截锥角 从动齿轮节锥角 tan?1=(22)/(34) ?1 cos?1 sin?1/=(33)/(37) ?1 /cos?1/ tan?1=(15)+(31)?(40)(38) ?1 cos?1 ?2=(42)-(39) cos?2 tan?2 cot?2=(22)/(33) ?2 sin?2 cos?2 (17)?(12)(32)(37) (12)/(50) (51)?(52) (12)(45)/(49) (43)(51)/(35) ?tan?01?(41)(55)?(46)(54)0.0820 (53)??01 4.6850 0.9967 15

cos?01

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（59） （60） （61） （62） （63） （64） （65） （66） （67） （68） （69） （70） (41)(56)/(51) (46)(56)/(52) (54)(55) (54)-(55)(61) 0.0031 1.4132e-04 5.8150e+0.3 0.0023 0.0056 94.9317 95.25 1.0000 0.0648；0.7674 负号表示该节锥顶点在大小齿轮的轴线之间 K齿深系数取3.6 (59)+(60)?(62) (41)-(46)(63) rd/?(64)(58) (7)/(65) (5)(50)；1.0?(3) (5)/(34)?(17)(35)；(35)(3787.8827；0.2666 (37)+(40)(67)左 1.0254 27.6122 -0.8990 Zm?(49)(51) Z?(12)(47)?(70) Am?(12)/(49) A0?0.5(6)/(49) (73)?(72) hgm?K(12)(45)(2) （71） 95.9205 112.9693 17.0488 7.2577 0.5517 0.5540 42.5 0.6756 21.25 0.932 0.3889 1.4246 （72） （73） （74） （75） （76） （77） （78） （79） （80） （81） （82） （83）

(12)(46)(7) (49)?(76)(45) ?i sin?i (?i/2)=(78)/2.0 cos(?i/2) tan(?i/2) (77)/(82) 第三章主减速器设计

（84） （85） （86） （87） （88） （89） （90） （91） （92） （93） （94） （95） （96） （97） （98） （99） （100） （101） （102） （103） （104） （105） （106） （107） （108） （109） ??D?10560(83)/(2)Ka 349.8465 0.17 0.98 1.2338 7.1626 双重收缩齿齿根角总和 从动齿轮齿顶高系数 大齿轮齿宽中点处齿顶高 大齿轮齿宽中点处齿根高 大齿轮齿顶高 大齿轮齿根高 齿全高 齿工作高 大齿轮面锥角 大齿轮外圆直径 Kb=1.150-(85) h/m2?(75)(85) h//m2?(75)(86)?0.05 ?2?(84)(85);?2?3438(87)/(72)59.4739 sin?2 ?2T=??TR-?2T0.0173 290.3726 0.0844 1.5288 8.6009 1.1387 10.1297 8.9910 74.8209 0.9651 0.2618 68.9902 0.9335 0.3585 0.3841 217.8515 32.3602 30.8919 0.4409 0.9960 sin?2 h/2?(87)?(74)(90) h//2?(88)?(74)(92) C=0.150(75)+0.05 h=(93)+(94) hg=(96)-(95) ?02=(48)+(89) sin?02 cos?02 ?R2=(48)-(91) sin?R2 cos?R2 cot?R2 d02=(93)(50)/0.5+(6) (70)?(74)(50) X02=(106)-(93)(49) (90)(72)?(87)(99) (92)(72)?(88)(102) 17

吉林大学本科生毕业设计

负号表示根锥顶点在大小齿轮轴线（110） Z0=(71)-(108) ZR=(71)+(109) (12)+(70)(104) sin?=(5)/(112) -1.3399 之间 0.0970 102.7304 0.2920 0.9564 0.3053 0.3429 20.0537 0.9394 0.3650 3.4286 5.5752 0.0196 1.1246；0.9998 16.9811；0.9564 4.5894；0.9968 -0.0425；正号表示根锥顶点越过小齿轮轴线 小齿轮面锥角 （111） （112） （113） （114） （115） （116） （117） （118） （119） （120） （121） （122） （123） （124） （125） cos? tan? sin?01?(103)(114) ?01 cos?01 tan?01 (102)(111)?(95)(103) G0=(5)(113)-(120)(114) tan?/?(38)(67)左/(69) ?/；cos?/ ??/=(39)?(123)左 ?1=(117)?(36)；cos?1 （126） ?(113)(67)右；-(68)右 -0.4908 1.0454 88.2117 0.9424 17.8226 小齿轮外缘到大齿轮轴线的距离 小齿轮前缘到大齿轮轴线的距离 （127） （128） （129） （130） （131） （132） （133） （134）

(123)右/(124) (68)左+(87)(69)右 (118)/(125)右 (74)(127) BR?(128)?(130)(129)?(104.6990 右(4)(127)?(130) 17.7205 B1?(128)?(132)(129)?(75)(126)右67.9503 (121)?(131) 110.2742 第三章主减速器设计

（135） （136） （137） （138） （139） （140） d01?(119)(134)/0.5 (70)(100)?(12)(99) 80.5071 99.6169 0.3012 17.5269 0.9536 -0.59 小齿轮外圆直径 正号表示小齿轮锥顶点超过大齿轮sin?0?(5)/(136) ?0 cos?0 (99)(110)+(95)(100) （141） (5)(137)-(140)GR=(139) 10.0932 轴线 0.2497 14.4586 0.9683 0.2578 0.1211 0.1887 0.1017 6.6731 78.9693 小齿轮齿根角 最小齿侧间隙允许值 最大齿侧间隙允许值 节平面大齿轮内锥距 （142） （143） （144） （145） （146） （147） （148） （149） （150） sin?R1?(100)(139) ?R1 cos?R1 tan?R1 Bmin Bmax (90)+(92) (96)-(4)(148) Ai?(73)-(4) 2.4主减速器双曲面齿轮的强度计算

1、单位齿长圆周力

主减速器锥齿轮的表面耐磨性，常用轮齿上的假定单位齿长压即单位赤长上的圆周力力来估算，即

p?F b2

式中： p——轮齿上的单位齿长圆周力，N/mm；

F——作用在轮齿上的圆周力，N；

19

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b2——从动锥齿轮的齿面宽，mm。

正如前面所提到的，，当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩应取

Tj?Tje，因此单位齿长圆周力应按发动机最大Tj?minT[e,?j，由于本设计中取]jT转矩计算：

Temaxig??103 p?D1b22

式中： Temax——发动机最大转矩，Ngm，已知Temax?180Ngm；

ig——变速器传动比，已知变速器一挡传动比ig?4.313；

?——发动机到万向传动轴之间的效率，取??0.9；

已知D1?z1ms=50.4mm； D1——主动锥齿轮中点分度圆直径，mm，

b2——从动锥齿轮的齿面宽，mm，已知b2?34mm。

代入数据得p?813.03N/mm，这个数值小于表3-32给出的许用值的1.25倍（893?1.25?1116.25N/mm），则其强度的大小满足要求。

2、轮齿弯曲强度

主减速器双曲面齿轮轮齿的齿根弯曲应力为

?w?2TjK0KsKm?103Kvbzms2Jw

式中： ?w——轮齿的齿根弯曲应力，MPa；

Ngm，对于从动齿轮为Tjc =3004.44Ngm和Tj——该齿轮的计算转矩，

Tmc =831.34Ngm，对于主动锥齿轮为Tjz =Tjc/i0=698.71Ngm和Tmz =Tmc/i0=193.33Ngm；

K0——过载系数，取K0?1；

Ks——尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸

第三章主减速器设计

及热处理等因素有关，当ms?1.6mm时Ks?45.04?0.667； 25.4

ms，本设计中ms?5.04，故25.4Ks?4

Km——齿面载荷分配系数，跨置式结构：Km?1.0~1.1，

悬臂式结构：Km?1.00~1.25，支承刚度大时取小值。本设计中对于主动锥齿轮

Km?1.15，对于从动锥齿轮Km?1.0；

Kv——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好、

周节及径向跳动精度高时，可取Kv?1；

b——齿轮的齿面宽，mm，已知主动锥齿轮b1?38mm，从动锥齿轮

b2?34mm；

z——齿轮的齿数，已知z1?10，z2?43；

ms——端面模数，已知ms?5.04mm；

Jw——弯曲应力综合系数，按图3-114，主动锥齿轮Jw?0.29，从

动锥齿轮Jw?0.25

代入数据得主动齿轮?wj=382.92MPa，?wm=165.95MPa；从动齿轮

?wj=431.69MPa，?wm=119.45MPa

上述按主动齿轮Tje、Tj?中较小值时，汽车主减速器中双曲面齿轮的许用弯曲应力为700MPa;按Tjm计算时，汽车主减速器中双曲面齿轮的许用弯曲应力为

210.9MPa。计算结果表明本轻型客车驱动桥设计中的双曲面齿轮设计满足疲劳弯曲强度条件。

3、轮齿接触强度

21

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在主减速器中双曲面锥齿轮的齿面接触应力可有下式来进行计算

?J?cpD12?TjK0KsKmKfKvbJJ?103

式中： ?J——轮齿的齿面接触应力，MPa；

cp——综合弹性系数，对钢制齿轮副取cp?232.6N/mm；

12D1——主动锥齿轮大端分度圆直径，mm，取主动锥齿轮齿宽中点

处分度圆直径Dm1与外圆直径D01的平均值，即D1?50.4?80.51?65.46mm

m和Tj——齿轮的计算载荷，Ngm，主动锥齿轮为Tjz =698.71Ng； Tmz =193.33Ngm。

K0——过载系数，取K0?1；

Ks——尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常Ks?1；

Km——齿面载荷分配系数，跨置式结构：Km?1.0~1.1，悬臂式结

Km?1.00~1.25，构：支承刚度大时取小值。本设计中对于主动锥齿轮Km?1.15；

Kf——齿面品质系数，取决于齿面的表面粗糙度及表面覆盖层的性

质，对于制造精确的齿轮，通常取Kf?1.0；

Kv——质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，可

取Kv?1；

b——齿轮的齿面宽，mm，取齿轮副中的较小者b2?38mm；

JJ——接触应力综合系数，按图3-126，取JJ?0.21；

代入数据得?jj=2071.05MPa，?jm=1089.41MPa。

上述按Tje、Tj?计算的最大接触应力不超过2800MPa，按Tjm计算的疲劳弯曲应力不应超过1750MPa，破坏的循环次数为6?106次。计算结果表明本轻型客

第三章主减速器设计

车驱动桥设计中主减速器的双曲面齿轮设计满足疲劳弯曲强度条件。

2.5主减速器轴承的计算

1、锥齿轮齿面上的作用力

在主减速器主动锥齿轮的工作过程中，齿面啮合力对轴向力可以分解为切向

力，切向方向沿齿轮沿齿轮轴线垂直于径向力的齿轮轴。

（1）齿宽中点处的圆周力Fc

从动锥齿轮齿宽中点处的圆周力Fc为

2Tmc?103Fc?

Dm2

式中： Tmc——作用在从动齿轮上的转矩，Ngm，由于轴承的主要损坏形式是疲劳破坏，因此取汽车日常行驶平均转矩Tmc =831.34Ngm；

Dm2——从动锥齿轮齿宽中点处的分度圆直径，mm，已知

Dm2?185.346mm；

代入数据得Fc?8970.68N。 对于双曲面齿轮副：

Fz/Fc?cos?1/cos?2

式中： ?1——主动锥齿轮中点螺旋角，已知?1?47?808'；

?2——从动锥齿轮中点螺旋角，已知?2?29?703'；

Fz——作用在主动锥齿轮上的圆周力，N。

代入数据得Fz?6936.25N。 （2）锥齿轮的轴向力Fa和径向力FR

在前面的分析中，已确定主动锥齿轮左旋，并且从锥齿轮大端往小端看呈顺时针方向旋转。

23

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主动锥齿轮的轴向力

Faz?Fz(tan?1sin?1?sin?1cos?1) cos?1

从动锥齿轮的轴向力

Fac?Fc(tan?2sin?2?sin?2cos?2) cos?2主动锥齿轮的径向力

FRz?Fz(tan?1cos?1?sin?1sin?1) cos?1

从动锥齿轮的径向力

FRc?Fc(tan?2cos?2?sin?2sin?2) cos?2式中： Fz、Fc——主、从动锥齿轮的圆周力，N，已知Fz?6936.25N，

Fc?8970.68N；

?1、?2——主、从动锥齿轮中点螺旋角，已知?1?47?808'，

?2?29?703'；

从动锥齿轮齿廓表面的法向压力角，已知?1?21?15'，?2——主、?1、

?2?20?；

?1、?2——主、从动锥齿轮的节锥角，在计算主动齿轮受力时用面

锥角代之，计算从动齿轮受力时用根锥角代之，因此取?2?15.4642?，

?2?73.8297?。

代入数据得FAz=8322.93N,FAc=1990.26N;

FRz=1387.13N,FRc=5905.31N。

计算结果中，轴向力为正值表明力的方向远离锥顶，负值表示指向锥顶；径向力是正值表明力使该齿轮离开相啮合齿轮，负值表明力使该齿轮趋向相啮合齿

第三章主减速器设计

轮。

2、锥齿轮轴承的载荷

确定锥齿轮齿面上的圆周力、轴向力和径向力后，根据主减速器轴承的布置尺寸，即可求出轴承所承受的载荷。

轴承A

径向力FRA?[Fz(a?b)2FRz(a?b)FazDm12]?[?] bb2b

轴向力FAA?FAz 径向力FRB?(轴承B

Fza2FRzaFazDm12)?(?) bb2b

轴向力FAB?0 径向力FRC?(

轴承C

Fcd2FRcdFacDm22)?[?] c?dc?d2(c?d)

轴向力FAC?FAc 径向力FRD?(轴向力

轴承D

Fcc2FRccFacDm22)?[?] c?dc?d2(c?d)

FAD?0

式中：

a?20mm,b?100mm,c?80mm,d?90mm,Dm1?42.686mm,Dm2?185.346mm；

代入数据得：FRA?8324.249N,FAA?8322.93N;

FRB?2042.370N,FAA?0;

FRC?6347.43N,FAC?1990.26N; FRD?4548.70N,FAD?0.

轴承上的载荷确定以后，即可根据使用寿命的要求来选择合适的轴承型号。在设计时，轴承的寿命应该满足

25

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Lh?S vam

式中： S——汽车的大修里程，km，取S?50000km

vam——汽车的平均行驶速度，km/h，本设计轻型客车取

vam?60km/h

代入数据得Lh?833.3h；

在上述情况下，汽车从动锥齿轮的转速为

n2?2.66vam rr

主动锥齿轮的转速为

n1?n2?i0

代入数据得n1?2098.72r/min，n2?488.07r/min

轴承的当量动载荷为

P?fp(XFr?YFa)

式中： fp——载荷系数，对于车辆fp?1.2~1.8，取fp?1.2；

X——径向动载荷系数 Y——轴向动载荷系数

本次设计拟采用圆锥滚子轴承，e?0.35，查机械设计P219页表9-7得

轴承A ：Fa/Fr?0.99984?e X?0.4，Y?1.7 轴承B： 轴承C： 轴承D：

Fa/Fr?0?e

X?1，Y?0 X?1，Y?0

Fa/Fr?0.3136?e Fa/Fr?0?e

X?1，Y?0

代入数据得：PA?20974.42N;

第三章主减速器设计

PB?2450.844N; PC?7616.91N;

PD?5458.44N.

轴承应具有的基本额定动载荷为

C'?Pft?60nLh 610

式中： ft——温度系数，取ft?1.00；

?——寿命指数，对于滚子轴承取??10/3；

代入数据得：CA'?87.72KN;

CB'?9.90KN; CC'?19.86KN; CD'?14.23KN.

根据上述计算结果，查圆锥滚子轴承标准，选取各轴承型号为： 轴承A：30308 轴承B：30306 轴承C：30210 轴承D：30210 。

27

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第四章差速器设计

第一节差速器结构形式的选择

1、对称锥齿轮式差速器

大多数汽车都属于公路运输车，对于在公路上行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动轮与路面的附着系数几乎没有差别，且附着较好，因此广泛采用了结构简单、质量较小、工作平稳、制造方便、可靠性高的普通锥齿轮式差速器。此外对称锥齿轮式差速器还有摩擦片式和强制锁止式等形式。

2、滑块凸轮式差速器

滑块凸轮式差速器是一种高摩擦自锁差速器，其结构紧凑、质量小，但结构较复杂，在零件材料、机械加工、热处理、化学处理等方面均有较高的技术要求。对于通用的载货汽车，采用滑块凸轮式差速器代替对称锥齿轮式差速器可显著地提高其通过性。

3、蜗轮式差速器

涡轮式高摩擦差速器锁紧系数大，能在附着系数变化剧烈的复杂道路条件下取得较好的防止车轮滑转的效果，但其结构复杂，制造精度要求高。蜗轮式差速器主要用于在各种道路条件下和无路地区行驶的大吨位载货汽车、越野汽车和特种牵引汽车。

4、牙嵌式自由轮差速器

牙嵌式自由轮差速器是自由轮差速器的一种，自由轮式差速器的左、右半轴转矩互无影响，而高摩擦式差速器的左、右半轴转矩是相互影响的。牙嵌式自由轮差速器具有工作可靠、使用寿命长、锁紧系数不受零件磨损的影响、噪声小、制造加工也不困难等优点，广泛应用于越野汽车、牵引汽车、矿用自卸汽车等各种汽车的驱动桥上。

综上所述，本次轻型客车驱动桥设计的差速器设计选用对称锥齿轮式差速器。

第二节对称式圆锥行星齿轮差速器的设计

2.1差速器齿轮的基本参数选择

第四章差速器设计

1、行星齿轮数n

轿车常用n?2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车多用n?4个行星齿轮。本设计为轻型客车取行星齿轮数n?4。

2、行星齿轮球面半径Rb的确定

行星齿轮球面半径Rb反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力，可按如下的经验公式确定：

Rb?Kb3Td

式中： Kb——行星齿轮球面半径系数，Kb?2.52~2.99,对于有四个行星齿轮的乘用车和商用车取小值，对于有两个行星齿轮的乘用车及四个行星齿轮的越野汽车和矿用车取大值，本设计为轻型客车驱动桥的设计中取Kb?2.8；

Ngm，Td?min[Tjc,Tmc]?3004.44Ngm； Td——差速器计算转矩，代入数据得Rb?45.517mm。 行星齿轮的节锥距A0为

A0?(0.98~0.99)Rb

取A0?0.985Rb?44.834mm。 3、行星齿轮和半轴齿轮齿数的选择

齿数的选择按照齿数应该或为奇数的原则，对半轴齿轮和行星齿轮的齿数进行选取：半轴齿轮齿数z2L?z2R?20，行星齿轮齿数z1?11。

4、行星齿轮和半轴齿轮节锥角y1、y2及模数m 行星齿轮和半轴齿轮节锥角?1、?2分别为

?1?arctan(z1/z2)

?2?arctan(z2/z1)

锥齿轮大端的端面模数m为

29

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m?2A02Asin?1?0sin?2 z1z2

锥齿轮大端分度圆直径为

d1?mz1 d2?mz2

m?3.985mm，代入数据得?1?28.811?，取标准模数m?4mm，?2?61.189?，则

d1?44mm，d2?80mm。 5、压力角a

目前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。某些总质量较大的商用车采用25?的压力角，以提高齿轮强度。本设计为轻型客车驱动桥设计取??22?30'。

6、行星齿轮轴直径d及支承长度L

行星齿轮轴直径与行星齿轮安装孔直径相同，行星齿轮在轴上的支承长度也就是行星齿轮安装孔的深度。行星齿轮轴的直径为

d?Tj?1031.1[?c]nrd

式中： Td——差速器计算转矩，Ngm，Tj?min[Tje,Tj?]?3004.4Ngm；

?c——支承面许用挤压应力，MPa，取?c?98MPa；

n——行星齿轮数，n?4；

rd——行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，

mm，

rd?0.4d2?32mm

行星齿轮在轴上的支承长度L为

L?1.1d

代入数据得d?14.756mm，L?16.232mm。取整d?16mm，L?18mm。

2.2差速器齿轮的几何尺寸计算

第四章差速器设计

由上述差速器齿轮的基本参数，汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表，利用matlab（具体程序参见后面的电算说明书）计算得到：

1 行星齿轮齿数z1?11； 2 半轴齿轮齿数z2?20； 3 模数m?4mm； 4 齿面宽b?13.70mm； 5 齿工作高hg?6.40mm； 6 齿全高h?7.20mm； 7 压力角??20o30'； 8 轴交角??90o；

9 行星齿轮大端分度圆直径d1?44mm； 10 半轴齿轮大端分度圆直径d2?80mm； 11 行星齿轮节锥角?1?28o48'；

o12 半轴齿轮节锥角?2?6111'；

13 节锥距A0?45.65mm； 14 锥齿轮大端周节A0?12.57mm； 15 行星齿轮齿顶高h1'?4.23mm； 16 半轴齿轮齿顶高h2'?2.17mm； 17 行星齿轮齿根高h1''?2.92mm； 18 半轴齿轮齿根高h2''?4.98mm； 19 径向间隙c?0.803mm； 20 行星齿轮齿根角?1?3o39'；

31

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21 半轴齿轮齿根角?2?6o14'； 22 行星齿轮面锥角?01?35o2'； 23 半轴齿轮面锥角?02?64o51'； 24 行星齿轮根锥角?R1?25o9'； 25 半轴齿轮根锥角?R2?54o57'； 26 行星齿轮外圆直径d01?51.42mm； 27 半轴齿轮外圆直径d02?82.89mm；

28 行星齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离?01?37.96mm； 29 半轴齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离?02?21.10mm； 30 行星齿轮理论弧齿厚s1?6.95mm； 31 半轴齿轮理论弧齿厚s2?5.62mm； 32 齿侧间隙B?0.18mm； 33 行星齿轮弦齿厚S?1?6.83mm； 34 半轴齿轮弦齿厚S?2?5.53mm； 35 行星齿轮弦齿高h?1?4.47mm； 36 半轴齿轮弦齿高h?2?2.22mm；

2.3差速器齿轮强度计算

汽车差速器齿轮的弯曲应力为

?w?2TjKsKmKvmb2d2Jn?103

式中： Tj——半轴齿轮计算转矩，Ngm，按发动机最大转矩配以

传动系最低挡传动比计算Tj?0.6min[Tje,Tj?]?0.6?3004.44?1802.66Ngm，按汽

第四章差速器设计

车日常行驶平均转矩计算Tj?0.6Tjm?0.6?831.34?498.80Ngm；

Ks——尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处

4理等因素有关，当ms?1.6mm时Ks?ms，本设计中ms?4mm，故25.4Ks?4

4?0.6；3 25.4

Km——齿面载荷分配系数，跨置式结构：Km?1.0~1.1，悬臂式

结构：Km?1.00~1.25，支承刚度大时取小值。取Km?1.0；

可Kv——质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，

取Kv?1；

m——端面模数，已知m?4mm；

b2——半轴齿轮的齿面宽，mm，已知b2?13.69525mm； d2——半轴齿轮的大端分度圆直径，mm，已知d2?80mm；

J——弯曲应力综合系数，按图4-9，取J?0.226；

n——行星齿轮数，已知n?4。

代入数据得?wj?573.33MPa，?wc?158.64MPa。

当Tj?min[Tje,Tj?]时，[?w]?980MPa；当Tj?Tjm时，[?w]?210MPa，计算结果表明设计满足了要求。

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吉林大学本科生毕业设计

第五章半轴设计

第一节半轴的结构形式

根据半轴外端支承形式和受力状况的差异，普通非断开式驱动桥的半轴可分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种。

本次设计的是轻型客车的驱动桥，结合上述分析，拟采用全浮式半轴。

第二节全浮式半轴设计

2.1全浮式半轴计算载荷的确定

全浮式半轴只承受转矩，其计算载荷可按主减速器从动锥齿轮计算转矩进一步计算得到：

T???min[Tje,Tj?]

式中： ?——差速器转矩分配系数，对于圆锥行星齿轮差速器可取??0.6； 代入数据得T??1802.64Ngm。

2.2全浮式半轴杆部直径的初选

在设计时，全浮式半轴杆部直径的初步选取可按下式进行：

d?3T??1030.196[?]?(2.05~2.18)3T?

式中： [?]——许用半轴扭转应力，MPa； 代入数据得d?24.949~26.531mm。取d?28mm。

2.3全浮式半轴的强度计算

1、半轴的扭转切应力 半轴的扭转切应力为

??16T??d3?103

式中： ?——许用半轴扭转应力，MPa；

d——半轴直径，mm，d?28mm；

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