轿车驱动桥设计课程设计，过程以及计算

精品设计

中南大学

驱动桥 课程设计说明书

专 业： 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师：

目录

一、课程设计题目分析----------------------------------3 二、主减速器设计--------------------------------------4

（一） 减速器的结构形式---------------------------------------------4 （二） 主减速器的基本参数选择与设计计算---------------------------- -5 （三） 主减速器锥齿轮的主要参数选择----------------------------- ----7 （四） 主减速器锥齿轮的材料------------------------------------ ----10 （五） 主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的强度计算--------------------- -----11 （六） 主减速器轴承计算及选择------------------------- -------------13

三、差速器的设计-------------------------------------18

（一） 差速器结构形式选择----------------------------- -------------19 （二） 差速器参数确定--------------------------------- -------------20 （三） 差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算------------------ ------------22 （四） 差速器直齿锥齿轮的强度计算---------------------- ------------23

四、半轴的设计---------------------------------------24

（一）半轴型式-----------------------------------------------------24 （二）半轴参数设计及计算-------------------------------------------25

（三）半轴花键的强度计算-------------------------------------------28 （四）半轴其他主要参数的选择---------------------------------------28 （五）半轴的结构设计及材料与热处理---------------------------------29

五、桥壳及桥壳附件设计-------------------------------29

（一）驱动桥壳结构方案选择-------------------- ---------------------30 （二）驱动桥壳强度计算--------------------------------------------------------------------32 （三）材料的选择---------------------------- -----------------------34

参考文献- -------------------------------------------35

一、课程设计题目分析：

本次设计题目为轿车驱动器，车型为Focus 1.8 TD Sedan。

具体参数如下：

发动机转速： 4000r/min 最大扭矩： 200N.m 汽车总重量： 1620kg 主传动比： 3.56。

设计开始之前，需准备《汽车设计课程设计指导书》 、 《汽车工程手册》等书籍，由于以前做过减速器设计，所以《机械设计》 、 《机械设计课程设计指导书》也会在此次设计中用到。 设计要求：

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，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直立、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。

设计驱动桥时应 满足如下基本要求：

1）选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和

燃油经济性。

2）外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。 3）齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。 4）在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。

5）具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各

种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。 6）与悬架导向机构运动协调。

7）结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。

驱动桥分为断开式和非断开式。在选择的时候，应当从所设计的汽车类型及使用、生产条件出发，还得和所设计的其他部件结合，尤其是悬架，一次保证整车的预期性能和使用要求。

驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式；当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。具有桥壳的非断开式驱动桥结构简单、制造工艺行好、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小轿车上。但整个驱动桥均属于簧下质量，对于汽车平顺性和降低动载荷不利。断开式驱动桥结构复杂，成本较高，但它大大地增加了离地间隙；减小了簧下质量，从而改善了行驶平顺性，提高了汽车的平均车速；减小了汽车在行驶时作用于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好，大大增强了车轮的抗侧滑能力；与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理，可增加汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。这种驱动桥在轿车和高通过性的越野车上应用相当广泛。

本课题要求设计福特1.8家用乘用车的驱动桥，根据结构、成本和工艺等特点，所以我们采用非断开式驱动桥，这样，成本低，制造加工简单，便于维修。

三、主减速器设计

（一）、减速器的结构形式

主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置

方法以及减速形式的不同而异。 1， 主减速器的齿轮类型

主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。现代汽车驱动桥的主减速器齿轮广泛采用螺旋锥齿轮。螺旋锥齿轮传动在承受较高载荷时，工作平稳，噪音小，滑动速度低，作用在齿面上的接触负荷也小。所以本题采用单级锥齿轮。

2，主减速器主，从动锥齿轮的支承形式

本题为设计轻型轿车，所以采用悬臂式安装。采用悬臂式安装时，为保证齿轮的刚度，主动齿轴颈应尽可能加大，并使二轴承间距离比悬臂距离大2.5倍以上。

（二） 主减速器的基本参数选择与设计计算

1， 主减速器计算载荷的确定 发动机选择

福特1.8 轻型轿车大多采用CAF488Q1发动机，所以此处也采用此发动机。其参数最大扭矩为：180N.m/4000rpm。 主减速比i0的确定

对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率Pamax及其转速np的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速vamax。这时i0值应按下式来确定：

rn i0=0.377rp

vamaxigh 式中 rr---------车轮的滚动半径，此处给定轮胎型号为185/65R14，所以滚动半径为185×65%+14×25.4/2=298.05mm。

igh---------变速器量高档传动比。igh =0.67 把nn=4000r/n , vamax=184km/h代入上式 计算得i0=3.64

1）、按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Ｔce Tce= 式中：

Tce---------计算转矩，Nm；

kdTemaxki1ifi0η

n

Temax---------发动机最大转矩；Temax =180N.m n---------计算驱动桥数， n= 1； if---------分动器传动比， if= 1； i0---------主减速器传动比， i0=3.64； η---------变速器传动效率， η=0.90； k---------液力变矩器变矩系数， K=1； Kd---------由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1； i1---------变速器最低挡传动比，i1=3.66； 将数据代入上式可得：

Tce=2158.23N.m

2）、按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs TCS?G2m2?rr,N?m im1?式中：G2--------每个驱动轴上的重量，为60%G=60%×16200=9720N m2--------加速时重量转移系数，此处为1.1；

?----------轮胎与路面的附着系数，对于一般轮胎的公路用汽车在良好的混凝土或沥青路上可取0.85；

rr---------车轮滚动半径，0.298m；

im---------车轮到从动锥齿轮间的传动比，取1；

?----------车轮到从动锥齿轮间的传动效率，一般为0.9；

将数据代入公式可得到Tcs=3009.2 N.m

3）、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf

Tcf?Garr(fa?fj?f),N?m im?d 式中：Ga----------汽车总重量，16200N；

rr-----------车轮滚动半径，0.298m；

im------------从动锥齿轮到轮边减速比，取1；

?d-----------驱动轴传动效率，圆弧锥齿轮取0.90；

fa-----------公路坡度系数，它代表汽车在设计时要求

能够持续爬坡的能力，而不是公路的坡度系数，取0.06；

fj-----------性能系数，代表汽车在坡度上的加速能

力，取0.017；

代入公式可得：Tcf=413.03N?m 所以，Tzf?Tcf?126.08N.m

i。n 最大计算扭矩取1，2计算的较小值，所以

计算转矩：

TTc?2158.23N.m ?Tc?658.N.m 8

ni。z（三）、主减速器锥齿轮的主要参数选择

1)主、从动锥齿轮齿数z1和z2

选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素；

为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，大小齿轮的齿数和不少于40在轿车主减速器中，小齿轮齿数不小于9。

查阅《汽车课程设计指导书》资料表6-4，主减速器的传动比为3.64，初定主动齿轮齿数z1=11，从动齿轮齿数z2=40。

所以计算得i0=3.64，Tc?2158.23N.m，Tz?658.8N.m。 2）从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数mt

对于单级主减速器，增大尺寸D2会影响驱动桥壳的离地间隙，减小D2又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。

D2可根据经验公式初选，即

D2?KD23Tc

KD2——直径系数，一般取13.0～16.0

Tc ——从动锥齿轮的计算转矩，N?m，为Tce和Tcs中的较小者 所以 D2=（13.0～16.0）32158.23=（167.99～206.77）mm 初选D2=200mm 则mt=D2/z=200/40=5mm

2初选mt=5mm， 则D2=200mm

根据mt=Km3Tc来校核ms=5选取的是否合适，其中Km=（0.3～0.4） 此处，mt=（0.3～0.4）32158.23=（3.88～5.17），因此满足校核。 主动锥齿轮大端模数mz mz=（0.598～0.692）3Tz =5.20～6.02

取mz=6mm，所以D1=66mm 3） 主，从动锥齿轮齿面宽b1和b2

锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。

对于从动锥齿轮齿面宽b2，推荐不大于节锥A2的0.3倍，即b2?0.3A2，而且b2应满足b2?10mt，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：

b2?0.155D2=0.155?200=31mm

一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大10%较为合适，在此取b1=1.1b2=34mm

4）中点螺旋角?

齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选?时应考虑它对齿面重合度?，轮齿强度和轴向力大小的影响，?越大，则?也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，?应不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好，但?过大，会导致轴向力增大。

汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为35°～40°，而商用车选用较小的

?值以防止轴向力过大，通常取35°。

5） 螺旋方向

主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。

6） 法向压力角

加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重

叠系数下降，一般对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，在此轻型轿车选择压力角??20?

7） 具体参数如下表

参数及其计算确定 名 称 代号 轴交角 ? 计 算 公 式 和 说 明 计算结果 按需要确定，一般10????170?，最常用90? ??90? 螺旋角 名 称 ?m 通常?m?35?~40?，最常用?m?35?。 代号 计 算 公 式 和 说 明 ?m?35? 计算结果 大端分度圆直径 分锥角 外锥距 齿宽系数 齿宽 中点模数 de de按照经验公式初定，得到端面模数，然de1?66mm de2?200mm 后de?me?z ? Re ???90?,?1?arctanz1z2,?2????1 ?1?15.38?，?2?74.62? Re?103.71mm Re?de2sin? ?R b mm1?R?bRe?14~3 ?R?0.3192mm b?34mm mm?4.202 b??RRe mm?me(1?0.5?R) 中点法向模数 mmnmmn?mmcos?m 中点分度圆直径 中点锥距 mmn?3.44 dm dm?de(1?0.5?R) dm1?55.47mm dm2?168.08mm Rm Rm?Re?0.5b Rm?88.21mm 顶隙 齿顶高 齿根高 工作齿高 全齿高 齿根角 齿顶高 顶锥角 根锥角

c ha c?c*me，顶隙系数c*?0.178 *ha?(ha?x)me，齿顶高系数ha?0.85 *c?0.89 ha1?7.71，ha2?6.425 hf1?2.52,hf2?3.02 hf hk *hf?(h*f?c?x)me *hk?2hame hk?8.5mm h h?ha?hf h?10.23mm ?f ?a ?a ?f1?arctanhf1Re;?f2?arctanhf2Re ?a1??f2,?a2??f1 ?f1?2.34?,?f2?2.81? ?a1?2.81?,?a2?2.34? ?a????a ?f????f ?a1?18.19?,?a2?76.96? ?f1?13.04?,?f2?71.81? ?f （四） 主减速器锥齿轮的材料

驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷

大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个

薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求：

a）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高

的耐磨性。

b）齿轮芯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。 c）锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形

规律易控制。

d）选择合金材料是，尽量少用含镍、铬呀的材料，而选用含锰、钒、硼、

钛、钼、硅等元素的合金钢。

汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%～1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使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，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。在此选择材料为20CrMnTi。

为改善新齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬

死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.005～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。

（五） 主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的强度计算

（1） 单位齿长上的圆周力

在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算

按发动机最大转矩计算时

2Temaxig?103 p? N／mm

bD12式中：Temax——发动机输出的最大转矩，在此取180N?m；

ig——变速器的传动比；3.66

D1——主动齿轮节圆直径，在此取66mm.

180?3.66?103?643.99 N／mm 按上式p?66?31（2）轮齿的弯曲强度计算

汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为 ??2?103?Tc?K0?Ks?KmKv?b?D?ms?J N/mm2

式中：T——该齿轮的计算转矩，T1=2158.23N·m;T2=413.03N·m.

K0——超载系数；在此取1.0

Ks——尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关， 当ｍ?1.6时，Ks?4m5，在此Ks?4＝0.67 25.425.4 Km——载荷分配系数，跨置式，取1。

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1.0; b——计算齿轮的齿面宽，31mm; m——端面模数，5mm;

J——计算弯曲应力的综合系数（或几何系数），它综合考虑了齿形系数。

载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系

数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。计算弯曲应力时本应采用轮齿中点圆周力与中点端面模数，今用大端模数，而在综合系数中进行修正。按图2-1选取小齿轮的J＝0.198.

2?103?2158.23?1?0.67按上式?1?＝471.17N/mm2< 700N/mm2

1?31?5?200?0.2252?103?413.03?1?0.67 ?2?=90.17 N/mm2<700N/mm2

5?31?200?0.198所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。

图2-1 弯曲计算用综合系数J

(3) 轮齿的表面接触强度计算

锥齿轮的齿面接触应力为

3Cp2TzK0KsKmKf?10 ?j? N/mm2

D1KvbJ

式中：T——主动齿轮的计算转矩；T1=2158.23N·m;T2=413.03N·m. Cp——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N/mm; K0，Kv，Km——与上一式相同；

12 Ks——尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏

经验的情况下，可取1.0；

Kf——表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿

等），即表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等）。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取1.0

J——计算接触应力的综合系数（或称几何系数）。它综合考虑了啮

合齿面的相对曲率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响，按图2-2选取

J=0.254

按上式

?232.62?2158.23?0.67?1?1?1?1032mm=2135.8〈2800N/ ?j110831?1?0.254232.62?413.03?0.67?1?1?1?103 ?j2?=334.45〈2800N/mm2

10831?1?0.254所以均满足要求。

［１］

以上公式（2-6）～（2-10）以及图2-1，图2-2均参考《汽车车桥设计》

图2-2 接触计算用综合系数

（六）、主减速器轴承计算及选择

1．锥齿轮齿面上的作用力

锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。

为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中，

由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故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为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩Td进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算：

3333?fT2?fTR????1??fT1????fT3?? Td?Temax???fi2?ig2??fi3?ig3????fiR?igR??? ?fi1?ig1?100??100??100?????100????100??13(2-11)

式中：Temax——发动机最大转矩，在此取180N·m；

fi1，fi2…fiR——变速器在各挡的使用率，可参考表2-3选取； ig1，ig2…igR——变速器各挡的传动比；

fT1，fT2…fTR——变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表2-3选取；

表2-3 fi及fT的参考值

经计算Td为157.88Ｎ·ｍ

(1) 齿宽中点处的圆周力F

2T F＝N

dm式中：作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩，T——作用在该齿轮上的转矩，

为上式计算结果。

dm——该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径.

对于圆锥齿轮的齿面中点的分度圆直径d2m?d2?bsin?2

z1 z2经计算d2m＝200-31.sin74.624°=170.11mm d1m=46.78mm

2?157.88按上式主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 F==928.11N

170.11（2）锥齿轮的轴向力和径向力 d1m?d2m

图2-3 主动锥齿轮齿面的受力图

如图2-3，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，FT 为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力，在A点处的螺旋方向的法平面内，FT分解成两个相互垂直的力FN和Ff，FN垂直于OA且位于∠OO′A所在的平面，

Ff位于以OA为切线的节锥切平面内。Ff在此平面内又可分为沿切线方向的圆周

力F和沿节圆母线方向的力Fs。F与Ff之间的夹角为螺旋角?，FT与Ff之间的夹角为法向压力角?，这样就有：

作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为

Faz?FNsin??FScos??F?tan?sin??sin?cos?? cos? FRz?FNcos??FSsin??F?tan?cos??sin?sin?? cos?由以上二式可计算得： Faz=735.95N

FRz=225.31N

以上二式参考《汽车设计》。

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的轴向力。但如果采用圆锥滚子轴承作支承时，还应考虑径向力所应起的派生轴向力的影响。而轴承的径向载荷则是上述齿轮的径向力，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，支承形式和轴承位置已确定，则可计算出轴承的径向载荷。

轴承布置图如下：

其中：a=120mm，b=45mm，c=70mm，d=108mm。

轴承受力如下表 轴承号 力的名称 公 式

计 算 结 果 A 径向力 F(a?b)2FRz(a?b)FAzd1m2()?(?) aa2a1276.2N 轴向力 B 径向力 Faz 735.95N 352.99N bFb()2?(Frz?Fazd1m)2 aa2a0 Fd2FazdFrzd2m2()?(?) (c?d)c?d2(c?d)轴向力 C 径向力 0 793.44N 轴向力 D 径向力 Frz 225.31N 657.22N Fd2FazdFrzd2m2()?(?) (c?d)c?d2(c?d)轴向力 0 0 3.锥齿轮轴承型号的确定

轴承A

计算当量动载荷P

Fa=

Fr735.95=0.58 1276.2 查《机械设计课程设计》表15-7 有

锥齿轮圆锥滚子轴承e值为0.36，故Fa >e，由此得X=0.4,Y=1.7。另外查

Fr得载荷系数fp=1.2。

P=fp（XFr+YFa）

将各参数代入式中，有：

P=1761.6N 轴承应有的基本额定动负荷C′r

60nLhP10Cr=3 ft106式中：

ft—温度系数，查文献[4]，得ft=1；

ε—滚子轴承的寿命系数，查文献[4]，得ε=10/3； n—轴承转速，r/min；

L′h—轴承的预期寿命，5000h；

对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速n2为 n2?2.66vam r/min rr式中：rr——轮胎的滚动半径，m

vam——汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取30～35 km/h，在此取50 km/h。 所以有上式可得n2=

2.66?50=446.3 r/min

0.298而主动锥齿轮的计算转速

n=446.3×3.64=1624.6r/min

1

将各参数代入式中，有；

C′r=11.28kN

初选轴承型号

查《机械设计课程设计》表15-7，初选圆锥滚子轴承7207E。 cr=51.5kN>11.28kN 验算7205E圆锥滚子轴承的寿命

16667?ftCr?Lh=??

n?Pr?ε将各参数代入上式中，有：

Lh =165030h>5000h

所选择7207E圆锥滚子轴承的寿命高于预期寿命，故选7207E轴承,经检验能满足。

同样的选择方法，轴承B选择7208E型圆锥滚子轴承，轴承C选择7210E型，轴承D选择7210E型，经以上相同方法验证均满足要求。 另外，

对于轴，需满足： d?A03p n P---轴传递的功率，67kw

A。=110，查《机械设计》表15-3，高等教育出版社

所以，主动齿轮轴，d1?28.1mm，

从动齿轮轴，d2?43.3mm，以上轴承也都满足。

三、差速器的设计

汽车在行使过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；左右两轮接触的路面条件不同，行使阻力不等等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行使或直线行使，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。

差速器是个差速传动机构，用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。

（一） 差速器结构形式选择

汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小

等优点，应用广泛。它可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器。

普通齿轮式差速器的传动机构为齿轮式。齿轮差速器要圆锥齿轮式和圆柱齿轮式两种。

强制锁止式差速器就是在对称式锥齿轮差速器上设置差速锁。当一侧驱动轮滑转时，可利用差速锁使差速器不起差速作用。差速锁在军用汽车上应用较广。

查阅文献[5]经方案论证，差速器结构形式选择对称式圆锥行星齿轮差速器。 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2个半轴齿轮，4个行星齿轮(少数汽车采用3个行星齿轮，小型、微型汽车多采用2个行星齿轮)，行星齿轮轴(不少装4个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构)，半轴齿轮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，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上．有些越野汽车也采用了这种结构，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。例如加进摩擦元件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置——差速锁等。

图3-2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器

1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；

6-半轴齿轮垫片；

7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳

（二）差速器参数确定

1，行星齿轮差速器的确定

1）行星齿轮数目的选择

依照《汽车工程手册》，轿车及一般乘用车多用2个行星齿轮，货车汽车和越野汽车多用4个，少数骑车用个行星齿轮。本车差速器应选行星齿轮数为2个（轻载乘用车汽车） 2）行星齿轮球面半径RB的确定

差速器的尺寸通常决定于RB，它就是行星齿轮的安装尺寸，可根据公式RB?KB3Me来确定。

RB?KB3Me=2.99?33604.13=45.843mm

式中：KB— 行星齿轮球面半径系数，KB=2.52~2.99（有四个行星齿轮的轿车和公路用货车取小值；有2个行星齿轮的轿车，以及越野汽车、矿用汽车取大值）；在此取2.95

Me— 差速器计算扭矩。在此为2158.23N.m 计算得 RB? 38.12mm 取38mm

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