柴油动力suv车设计后驱动桥、后悬架设计-说明书.doc

车辆与动力工程学院毕业设计说明书
河 南 科 技 大 学
毕 业 设 计（论 文）
题目 柴油动力SUV车设计----后驱动桥、后悬架设计

姓 名
院 系 车辆与动力工程学院
专 业 车辆工程
指导教师

柴油SUV后驱动桥与后悬架的设计
摘 要

车桥有两种基本形式：非断开式和断开式。非断开式车桥不转动，而车轮在车桥上转动。最常见的例子就是在马车上所见到的非断开式车桥。断开式车桥与车轮相连接，这样两者一起转动。断开式车桥根据其承载方式可分为：半浮式，四分之三浮式和全浮式。
后桥与车轮相连，内端装有一个半轴齿轮。差速器壳支撑在左侧车桥上，而且能够在轴承上做独立转动。差速器壳支承在行星齿轮轴上，行星齿轮与两个半轴齿轮相啮合。冠状齿轮与差速器壳相连接，这样当冠状齿轮由传动齿轮驱动转动时，差速器壳也转动。也就是说，驱动力是从传动轴末端的传动齿轮输送到差速器的。当汽车直线行驶时，两个行星齿轮不在齿轮轴上转动，但却向两个半轴齿轮传递动力，这样半轴齿轮与冠状齿轮的转速相等。从而使两个后轮也以同样的速度转动。当汽车转弯时，外侧车轮就必须比内侧车轮转的更快。为了达到这一目的，两个行星齿轮在齿轮轴上传动，给外侧的车轮提供比内侧的车轮更多的运动，这样外侧车轮轴上的半轴齿轮比内侧车轮轴上的半轴齿轮转动的更快。
目前使用的悬挂系统基本上为两种，一种是整体桥与刚板弹簧组成的非独立悬架，另一种是使用长短摆臂的独立悬架。这些悬挂系统有各种不同的搭配，但是均运用相同的工作原理。非独立悬挂使用整体式车桥，两侧用钢板弹簧连接。通过装在轮轴和车桥之间的驱动轴，两端的车轮可以转动。使用独立悬架，每个车轮都可以自由的上下运动，几乎不受另一车轮的影响。

关键词：车桥，行星齿轮，半轴齿轮，非独立悬架，独立悬架，钢板弹簧

DIESEL-POWERED SUV DESIGN
REAR AXELS AND SUSPENSION

ABSTRACT
There are two basic tyes of axle:dead axleds and live axle.The dead axle does not rotate:the wheel rotates on it .A common example is the axle on a horse –drawn wagon.Live axles are attached to the wheel so that both the wheel and the axle rotate together.Live axles are classified accorading to manner in which they are supported:semifloating,three-quarter-floaring,and full-floating.
The rear axles are attached to the wheels and have bevel side gears on their inner ends.The differential case isassembled on the left axle but can rotate on a bearing independently of the axle.The differential case supports the differdntial-pinion gear on a shaft,and this gear meshs with the two bevel gears.The ring gear is attched to the differential case so that the case rotates with the ring gear when the latter is driven by the drive pinpion.The driving power enters the diffential throuth the drive pinpion on the end of the ropeller shaft.When the car is on a straight road ,the two differential-pinion gears do not rotate on the pinion shaft ,but they do exert pressure on the side gear,causing both rear wheels to turn at the same speed ,also.When the car rounds a curve ,the outer wheel must turn faster than the inner wheel.To permit this,the two pinion gears rotate on their pinion shaft,transmitting more turning movement to the outer side gear than to the inner side gear.Thus the side gear on the outer-wheel axle turns more rapidly than the side gear on the inner-wheel axle .
There are two basic suspension systems is use today.One is the solid axle,leaf spring type;the other is the independent suspension using long and short swing arms.There are various sdaptations of these systenms,but all use the same basic principle.The solid axle suspension uses a solid steel dead axle with a leaf spring at each side.The wheels swivel on each end via a pivot arrangment between the axle and the wheel spindle.With independent suspension,each wheel is free to move up and down with minimum effect on the other wheel.
Key word: Rear axles,differential-pinion gear,bevel side fears,solid axle,
independent suspension,leaf spring.
符号说明

rr: 车轮的滚动发半径
np: 最大功率时发动机的转速
vamax: 最高车速
igH: 变速器最高档传动比
Temax: 发机最大转矩
N: 驱动桥数目
iTL: 由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传系最档传动比
ηT：上述传动部分传动效率
K0：离合器产生冲击载荷时超载系数
G2: 满载时一个驱动轮上的静载荷系数
ø: 轮胎与路面间的附着系数
rr: 车轮的滚动半径
ηlB ilB ： 分别为所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比
p：单位齿长上的圆周力 N/mm
ig：变速器Ⅰ档传动比
d1：主动齿轮节圆直径
F：动齿轮的齿面宽
τ: 半轴的扭转应力
T ：半轴的计算转矩
d：半轴杆部直径
K ：超载系数
Ks：尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等有关。
Km：载荷分配系数
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

目 录

第一章 前 言 ……………………………………………………1
第二章 驱动桥的设计 …………………………………………2
§2.1 驱动桥概述 ……………………………………………2
§2.2 驱动桥型式及选择………………………………………3
第三章 主减速器的设计 ……………………………………4
§3.1 主减速器结构方案分析…………………………………4
§3.2 主减速比及计算载荷的确定 …………………………4
§3.3 主减速器齿轮主要参数的计算…………………………6
§3.4 主减速器齿轮强度计算……………………………… 20
§3.5 主减速器齿轮的材料及热处理 ………………………22
第四章 差速器的设计 ………………………………………23
§4.1 差速器机构方案分析 …………………………………23
§4.2 差速器齿轮参数的计算 ………………………………24
§4.3 差速器齿轮强度计算 …………………………………26
第五章 半轴及桥壳设计 ……………………………………28
§5.1 半轴的设计计算 ……………………………………28
§5.2 桥壳的设计 ……………………………………………31
第六章 后悬架 ………………………………………………33
§6.1 钢板弹簧的设计 ………………………………………33
§6.2 筒式减振器 ……………………………………………35
第七章 结 论……………………………………………………37
参考文献 …………………………………………………………38
致 谢 ……………………………………………………………39

第一章 前 言

近十年来我国汽车工业迅猛发展，车型越来越多，各种车型的用途与分类也越来越明显。SUV汽车最早起源在美国，其功用是山地越野和军事运用，后来发展为在各种条件下都可使用的车型，并且大受消费者喜爱。目前国内的SUV厂家甚多，但多数是中低档产品，追求的是价廉实用。城市SUV是目我国前发展的主流，可选择两驱和四驱类型，其功率不追求过高，动力也不必太强，所以排量比真正作为越野的SUV车小的多。因此其价格低，但空气污染小，相当实用。
柴油动力是今后汽车动力的发展方向，目前很多国外的高端汽车厂家已经在开发柴油高级车，其动力爆发迅速，动力强劲，价格与汽油相比低廉。我国目前的柴油动力主要用在大客和货车上，这些车型的发动机技术含量较低，有少量的SUV也用柴油动力,但其技术含量低，油耗大，噪音大，这些弊端都是以后发展的技术攻关项目。
本次设计的就是柴油动力的SUV，设计方向是中档车型，讲究经济实用。本人设计的是后驱动桥和后悬架，在设计过程中参阅了大量文献资料，和专业老师进行探讨，与同学共同克服种种困难，从设计方向出发，目标就是使本车型经久耐用，最终完成了任务。
此设计说明书，记述了所有设计相关的数据和信息来源，按照驱动桥和悬架的先后顺序进行了编排，力争使读者能够轻松的读懂。在次要非常感谢我的指导教师李水良及车动学院的各位老师，还有很多同学对我的热情帮助。
由于水平所限，书中难免有错误和漏洞之处，恳请各位老师和读者批评指正，在此表示感谢。
第二章 驱动桥的设计

§2.1 驱动桥概述

驱动桥位于传动系统的末端，其基本功用是增大由传动轴传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动车轮，并使左、右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力。驱动桥主要有主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置和驱动桥壳等部件组成。
对于各种不同类型的和用途的汽车，正确的确定上述机件的结构型式并成功地将它们组合成一个整体驱动桥，乃是设计者必须首先解决的问题。在汽车总体设计时，从整车性能出发确定了驱动桥的传动比，然而用什么型式的驱动桥，什么结构的主减速器和差速器等在驱动桥设计时是要具体考虑的，绝大多数的发动机在汽车上是纵置的，为使扭矩传给车轮，驱动桥必须改变扭矩的方向，同时根据车辆的具体要求解决左右车轮的扭矩分配，如果是多桥驱动的汽车亦同时要考虑各桥间的扭矩分配问题。整体式驱动桥一方面需要承担汽车的重荷，另一方面车轮上的作用力以及传递扭矩所产生的反作用力矩皆由驱动桥承担，所以驱动桥的零件必须具有足够的刚度和强度，以保证机件可靠的工作。驱动桥还必须满足通过性及平顺性的要求。
对驱动桥的基本要求可以归纳为：
一、 所选择的主减速比应能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和燃油经济性；
二、 差速器在保证左、右驱动车轮能以汽车运动学所要求的差速滚动外并能将转矩平稳而连续不断的传递给左右驱动车轮；
三、 当左右驱动车轮与地面的附着系数不同时，应能充分利用汽车的牵引力；
四、 能承受和传递路面和车架或车厢间的铅垂力、纵向力和横向力，以及驱动时的反作用力矩和制动时的制动力矩；
五 、驱动桥各零部件在保证其刚度、强度、可靠性及寿命的前提下应力求减小簧下质量，以减小不平路面对驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车的平顺性；
六 、轮廓尺寸不大以便于汽车总体布置并与所要求的驱动桥离地间隙相适应；
七 、齿轮与其它传动件工作平稳，无噪声；
八 、驱动桥总成及零部件设计应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；
九 、在各种载荷及转速工况有高的传动效率；
十 、结构简单、维修方便，机件工艺性好，制造容易。
由于后桥结构基本已经固定，在后桥设计中需要改进的问题主要有：齿轮传动的噪声、振动；半轴的可靠性设计；后桥壳的应力分析；双曲面齿轮的设计方法等。

§ 2.2 驱动桥型式及选择

驱动桥形式与整车有非常密切的关系，驱动桥分两大类：断开式驱动桥和非断开式驱动桥。根据整车的通过性、平顺性以及操纵稳定性对悬架结构提出了要求，如悬架选择了合适的结构型式，而驱动桥的结构也必须与悬架相适应。因此，驱动桥的选型应从汽车的类型、使用条件和生产条件出发，并和其他各部件的结构型式与特性相适应，以保证汽车达到预期性能要求。
由于本设计中所设计的车型为SUV，由行驶条件及成本出发，采用非独立悬架及非断开式驱动桥。这种型式驱动桥在汽车，尤其是载重汽车上应用相当广泛。它主要优点是：结构简单、制造工艺性好、成本低、可靠性高、维修调整容易等。
本次设计的是0.5吨柴油动力SUV乘用车的后桥，由经济性及低成本等因素考虑：故本次设计采用非断开式驱动桥，单级主减速器，双曲面齿轮传动，普通对称式圆锥行星齿轮差速器，半浮式半轴，整体式桥壳。
第三章 主减速器的设计

§3.1 主减速器结构方案分析

主减速器的功用是将输入的转矩增大并相应降低转速，以及当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。主减速器的结构型式，主要是根据齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的支撑形式以及减速型式的不同而异。驱动桥的主减速器为适应使用要求发展多种结构型式：如单级主减速器、双级主减速器和单级主减速器加轮边减速等。由于两驱SUV发动机的功率不大以及扭矩中等的因素，故采用单级主减速器。
在现代汽车的驱动桥上，主减速器齿轮采用得最广泛的是“格里森”（Gleason）制或“奥利康”（Oerlikon）制的螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。由于双曲面齿轮的螺旋角较大，则不产生根切得最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这又利于的传动比传动。同时双曲面齿轮传动平稳噪声小、负荷大、结构紧凑等优点，所以本次设计采用双曲面齿轮传动。

§3.2 主减速比及计算载荷的确定

§3.2.1 主减速器比i0的确定
主减速比对主减速器的结构型式、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油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的总传动比一起由整车动力计算来确定。
i0＝0.377×rr×np/vamax×iGh (3-1)
式中 rr: 车轮的滚动半径 rr＝0.362m
np: 最大功率时发动机的转速 np＝3600r/min
vamax: 最高车速 vamax＝140 Km/h
igH: 变速器最高档传动比 igH＝0.76
i0＝0.377×rr×np/vamax×igH
＝0.377×0.362×3600/140×0.76＝4.6
§3.2.2齿轮计算载荷的确定
1．按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动齿轮计算转矩Tge
Tce=Temax×iTl×K0×ηT/N (3-2)
式中 Temax: 发机最大转矩 Temax ＝225N·m
N： 驱动桥数目 N=1
iTL：由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传系最档传动比
iTL＝18.86
ηT：上述传动部分传动效率 取ηT＝0.9
K0： 离合器产生冲击载荷时超载系数 K0=1
Tce = Temax×iTl×K0×ηT/N
=225×4.1×4.6×1×0.9 /1
=4715 N·m
2．按驱动轮打滑确定从动齿轮计算转矩 Tcs
Tcs = G2×ø×m2×rr/ηlBilB (3-3)
式中 G2: 满载时一个驱动轮上的静载荷系数，N
G2=2325×9.8×52%
m2:汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数
ø: 轮胎与路面间的附着系数 取ø＝0.85
rr: 车轮的滚动半径 rr=0.362m
ηlB ilB ： 分别为所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比 ηlB＝0.98、 ilB＝1
Tcs = G2×ø×m2×rr/ηlB×ilB
= 2325×9.8×52％×1.3×0.85×0.362/0.98×1
= 4836 N·m
3．按日常行使平均转矩确定从动锥齿轮计算转矩
TGF =rr×FJ/ηlB×ilB (3-4)
式中 FJ：汽车日常牵引力（3000N）
其他数据同上
TGF =rr×FJ/N×ηlB×ilB
=3000×0.362/0.98N=1108N

§3.3 主减速器齿轮主要参数的计算

§3.3.1 主、从动齿轮齿数的选择
进行主从动锥齿轮齿数Z1、Z2选择时，Z1、Z2应没有公约数，这样可以保证主、从动齿轮之间都能相互啮合，起到自动磨合的作用。为了得到理想的重合系数和高的轮齿抗弯强度，大、小齿轮的齿数和应不小于40。
查《汽车车桥设计》表3-12
Z1＝8 Z2＝i0×Z1=37
§3.3.2 从动齿轮大端分度圆直径及端面模数的选择
根据从动锥齿轮的计算转矩，按经验公式
d2=kd2·
式中 d2：从动锥齿轮的节圆直径，㎜；
kd2：直径系数，取kd2=13～16；
Tj：计算转矩，Tj=4715N·m

所以，d2=kd2·
=14×
=205㎜
圆整取 d2＝205mm
从动锥齿轮大端模数 m＝d2/Z2=5.54 取m＝6
§3.3.3大齿轮齿面宽的选择
汽车主减速器双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽F（mm）推荐为：
F＝0.155×d2＝31.8mm
取F＝31.8mm
§3.3.4双曲面齿轮的偏移距E
轿车、轻型客车和轻型货车主减速器的E值，不应超过从动齿轮节锥距的40％。

图3—1 双曲面齿轮的偏移距和偏移方向
§3.3.5 螺旋角的选择
螺旋角是在节锥表面的展开图上定义的，“格里森”制推荐用下式，近似预选主动齿轮螺旋角的名义值：
β1′＝＝49°
式中： β1′：主动齿轮名义螺旋角的预选值；
z1、z2：主、从动齿轮齿数；
d2：从动齿轮节圆直径 mm；
E：双曲面齿轮的偏移距 mm。
§3.3.6 圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸设计
1.确定主动小齿轮的轮齿数Z1 .
Z1=8
2.确定主动小齿轮的轮齿数Z2
Z2=37
3. 齿数比的倒数
=0.216
4. 大齿轮的齿面宽F
F=0.155d2=31.8㎜
5. 小齿轮轴线偏移距E
E=31.6㎜
6. 大齿轮分度圆直径d2
d2 =205㎜
7. 刀盘名义直径rd
rd=76.2
8. 初定小齿轮螺旋角
β1′=49°
9.β1′角的正切值
tgβ1′=1.15040
10. 初选大齿轮的分锥角之余切值
ctgδ2i =1.2（3）=0.25921
11. sinγ2i的正弦值
sinγ2i=0.96810
12. 初定大齿轮中点分度圆半径
Rm2==81.10721
13. 大小螺旋角差值之正弦值
sinξi′==0.35120
14. cosξi′ 之余弦
cosξi′=0.93630
15. 初定小齿轮的扩大系数
（14）+（9）（13）=1.34032
16.小齿轮中点分度圆半径换算值
（3）（12）=18.81515
17. 初定小齿轮中点分度圆半径
Rm1=（15）（16）=25.21230
18. 轮齿收缩系数
TR=0.02（1）+1.06=1.30
19. 近似计算公法线在大齿轮轴线上的投影
＋（17）=361.27407
20. 大齿轮轴线在小齿轮回转平面内偏置角正切
tgη==0.0875355
21. η角的余弦
=1.00382
22.η角的正弦
sinη==0.087202
23. 大齿轮轴线在小齿轮回转平面内偏置角
η=5.00263°
24. 初算大齿轮回转平面内偏置角正弦值
sinε2==0.33756
25. ε2角正切
tgε2=0.35861
26. 初算小齿轮分锥角正切
tgr1Ⅱ==0.24439
27. r1Ⅱ角余弦
cosr1Ⅱ=0.97141
28. 第一次校正小齿轮螺旋角的正弦
sinε2′==0.34749
29. ε2′的余弦
cosε2′=0.93768
30. 第一次校正后小齿轮螺旋角正弦
tgβ1Ⅱ==1.15871
31. 扩大系数修正量
（28）·[（9）-（30）]=-0.0028876
32. 大齿轮扩大系数修正量的换算
（3）（31）=-0.00062373
33. 校正后大齿轮分偏置的正弦
sinε1=（24）-（22）（32）=0.33761
34. ε1角正切
tgε1=0.35867
35. 校正后小齿轮分锥角正切
tgr1==0.24312
36. r1角值
r1=13.66470°
37. r1角余弦
cosr1=0.97169
38. 第二次校正后螺旋角差值的正弦
sinε1′==0.34745
39. ε1′角的值
ε1′=22.005562°
40. ε1′角的余弦
cosε1′=0.92713
41. 第二次校正后螺旋角差值的正切值
tgβ1==1.18089
42. β1 角值
β1=49.74159°
43. β1角余弦
cosβ1=0.64624
44.确定大齿轮螺旋角
β2=（42）-（39）=27.73273°
45. β2角余弦
cosβ2=0.88513
46. β2角的正切
tgβ2=0.52572
47. 大齿轮分锥角余弦
ctgr2==25928
48. r2的值
r2=75.47389°
49. r2的正弦
sinr2=0.96805
50. r2角的余弦
cosr2=0.25075
51.
=25.89094
52.
=347.38668
53.
（51）+（52）=373.27762
54.大齿轮分锥距在螺旋线上中点切线方向投影
=79.63589
55. 小齿轮分锥距在螺旋线上中点切线方向投影
=68.821
56. 极限齿形角正切
-tgα01==0.10556
57. 极限齿形角负值
-α01=6.025823°
58. α01角的余弦
cosα01=0.99447
59.
==0.0048147
60.
=0.00015957
61.
（54）（55）=5481.30979
62.
=0.0019749
63.
（59）+（60）+（62）=0.0069493
64.
94.27856
65. 齿线中点曲率半径
rd′=94.80282
66. 比较rd与rd′比值
0.80379
67.
（3）（50）=0.054162（左）
1.0-（3）=0.784 （右）
68.
=81.97366（左）
（35）（37）=0.23624（右）
69.
（37）+（40）（67）（左）=0.97184
70. 圆心至轴线交叉点的距离
Zm=（49）（51）=25.06372
71. 大齿轮分锥顶点至轴线交叉点的距离
Z=（12）（47）-（70）=-2.47856
72. 大齿轮分锥上中点锥距
Am=89.98214
73. 大齿轮节锥距
A0=105.88296
74. 大齿轮的分锥上齿宽之半
（73）-（72）=15.90082
75. 大齿轮在齿面宽中点处的齿工作高
hgm=
76.

77.

78. 轮齿两侧压力角的总和
αi=38°
79. αi角正弦
sinαi=0.61557
80. 平均压力角
19°
81. 角的余弦
cos=0.94552
82. 角的正切
tg=0.34433
83.
=1.4309
84. 双重收缩齿齿根角的总和
ΣδD==6.80656°
85. 大齿轮齿顶高系数
Kα=0.150
86. 大齿轮齿根高系数
Kb =1.150-（85）=1.00
87. 大齿轮齿面宽中点处的齿顶高
ham2=（75）（85）=1.18778
88. 大齿轮齿面宽中点处的齿根高
hfm2=（75）（86）+0.05=7.9685
89. 大齿轮齿顶角
θ2=（84）（85）=1.020984°
90. θ2角正弦
sinθ2=0.017819
91. 大齿轮齿根角
δ2=（84）-（89）=5.78558
92. δ2角的正弦
sinδ2=0.100806
93. 大齿轮大端齿顶高
h2/=（87）+（74）（90）=1.47112
94. 大齿轮的齿根高
h2//=（88）+（74）（92）=9.55850
95. 径向间隙
C=0.15（75）+0.05=1.23778
96. 大齿轮齿全高
h=（93）+（94）=11.02962
97. 大齿轮齿工作高
hg=（96）-（95）=9.79184
98. 大齿轮的面锥角
γ02=（48）+（89）=76.49939°
99. γ02角的正弦
sinγ02=0.97237
100.γ02角的余弦
cosγ02=0.23346
101. 大齿轮的根锥角
γR2=（48）-（91）=69.69281°
102. γR2角的正弦
inγR2=0.93785
103. γR2角的余弦
cosγR2=0.34705
104. γR2角的余切
ctgγR2=0.37005
105. 大齿轮外圆直径
d02==205.73777
106. 大端分度圆中心到轴线交叉点的距离
（70）+（74）（50）=29.05065
107. 大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离
X02=（106）-（93）（49）=27.62653
108.
=0.44328
109.
=1.17528
110. 大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离
Z0=（71）-（108）=-2.92184
111. 大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离
ZR=（71）+（109）=-1.30328
112.
（12）+（70）（104）=96.38204
113. 修正后小齿轮轴线在大齿轮回转平面那的偏置角正弦
sinε==96.38024
114. ε角的余弦
cosε==0.94473
115. ε角的正切
tgε=0.34704
116. 小齿轮顶锥角正弦
inγ01=（103）（114）=0.32787
117. 小齿轮的面锥角
γ01=19.26950°
118. γ01角的余弦
cosγ01=0.94398
119. γ01角的正切
tgγ01=0.34960
120.
=0.044659
121. 小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离
G0==10.91922
122.
tgλ/==0.019364
123.
λ/=01.10933°
cosλ/=0.99974
124.
Δλ/=（39）-（123）左=20.89953°
cosΔλ/=0.93421
125.
θ1=（117）-（36）=5.6048° cosθ1=0.99522
126.
（113）（67）右-（68）右=0.020802
-（113）（67）右-（68）右=-0.45466
127.
=1.07014
128.
（68）左+（87）（68）右=92.25426
129.
=0.94851
130.
（74）（127）=17.01523
131. 小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离
BR=（128）+（130）（129）+（75）（126）左
=98.22868
132.
（4）（127）-（130）=17.015222
133. 小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线的距离
B1=（128）+（132）（129）+（75）（126）右
=62.51491
134.
（121）+（131）=109.14790

135. 小齿轮的外缘直径
d01==76.31622
136.
=93.12485
137. 在大齿轮回转平面内偏置角正弦
sinε0==0.3393
138. 在大齿轮回转平面内偏置角
ε0=19.84904°
139. ε0角的余弦
cosε0=0.94059
140.
=-6.86768
141. 小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离
GR==18.71311
142.
sinrR1=（100）（139）=0.21959
143. 小齿轮根锥角
rR1=12.68486°
144. rR1角的余弦
cosrR1=0.97560
145. rR1角的正切
tgrR1=0.1851580.22508
146. 最小齿侧间隙
Bmin=0.102
147. 最大齿侧间隙
Bmax=0.152
148.
（90）+（92）=0.11863
149.
（96）-（4）（148）=7.25719
150. 在节平面内大齿轮内锥距
Ai=（73）-（4）=74.05296
双曲面齿轮副的理论安装距与另外几个尺寸参数的关系如下图：

图3—2 双曲面齿轮副的安装尺寸

§3.4 主减速器齿轮强度计算

§3.4.1 单位齿上的圆周力
按发动机最大扭矩计算时：
p=Temax·ig·103/·F (3-5)
式中：p：单位齿长上的圆周力 N/mm ;
Temax：发动机最大扭矩 N/m；
ig：变速器Ⅰ档传动比；
d1：主动齿轮节圆直径 mm；
F：动齿轮的齿面宽 mm 。
P=Temax·ig·103/·F
=1318.6 N/mm＜［P］=1429 N/mm

§3.4.2齿轮的弯曲强度计算
σ w=2·103TjK0KsKm/KvFzm2J (3-6)
式中：Tj：齿轮的计算转矩 N·m；
K0：超载系数，取 K0＝1；
Ks：尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等有关。当端面模数m≥1.6mm时，
Ks＝；
式中： 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、周节及径向跳动精度高时，可取Kv＝1；
Z： 计算齿轮的齿数；
m： 端面模数 mm；
J：计算弯曲应力用的综合系数。
σ w=2·103TjK0KsKm/KvFzm2J
=615.9 MPa
汽车主减速器齿轮的弯曲应力应不大于700 MPa ， 满足要求。
§3.4.3 齿轮的接触强度计算
σj＝ (3-7)
式中 T1j : 主动齿轮计算转矩 N·m；
Cp :材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6/mm;
d1 : 主动齿轮的节圆直径 mm；
K0、 Kv 、Km :见上式说明；
Ks:尺寸系数，可取 Ks＝1；
Kf : 表面质量系数，对于制造精密的齿轮可取 Kf＝1；
F : 齿面宽 mm，取齿轮副中较小的；
J:计算弯曲应力用的综合系

σj＝
＝2015 Mpa
主从动齿轮的接触应力是相同的，许用接触应力为2800 Mpa。满足条件要求。

§3.5 主减速器齿轮的材料及热处理

驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其他齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点，是传动系的薄弱环节。其损坏形式主要有：齿根弯曲折断、齿面疲劳点蚀、磨损和擦伤等。据此对驱动桥齿轮的材料及热处理应有一下要求：
1). 有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度及较好的齿面耐磨性；
2). 轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免轮齿根部折断；
3). 钢材的锻造、切削与热处理等加工性能好，热处理变形小，以提高产品质量，减少成本并降低废品；
本次设计主减速器主、动齿轮材料选用20CrMnTi 。齿轮渗碳1.2—1.5、齿面淬火使其硬度达到58—64。
第四章 差速器的设计

§ 4.1 差速器机构方案分析

汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别。例如，转弯时外侧车轮的行程总要比内侧的长。另外，即使汽车作直线行驶，也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同，或由于左右车轮轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等因素引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求车轮行程不等。在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传递给