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運動型多功能車（SUV）汽車后橋設計及三維建模
論文關鍵字：四輪驅動，后橋
論文摘要：運動型多功能乘用車（SUV）為四輪驅動，兼具城市行走、野外運動，除了要具備中高檔轎車的舒適性外，還要有更高的越野性和安全性。本設計對象是運動型多功能乘用車（SUV）后橋。
本設計完成了SUV后橋中主減速器的設計，差速器的設計，半軸的設計。本文根據SUV后橋的要求，通過選型，確定了主減速器傳動副類型，差速器類型，驅動橋半軸支承類型。通過計算計算，確定了主減速比，主、從動錐齒輪、差速器、半軸以及橋殼的主要參數和結構尺寸。其中的一部分計算采用自編的程序完成，有效的減少了計算時間，提高了效率。最后利用Pro/E軟件對錐齒輪進行了三維建模。
通過主要零部件的校核計算和對主要零部件二維繪圖，可以確定所設計的能夠滿足設計要求。
ABSTRACT
Sport utility passenger vehicle (SUV) for the four-wheel drive, both cities run, field sports, in addition to the premium sedan with the comfort, we must also have a higher cross-country and safety. The object that is designed for sport utility passenger vehicles (SUV) is rear axle.
The design of rear axle includes the design of the main reducer , the design of the differential device and rear axle design. According to the requirements of the rear axle,i can identify the main types of main gear box, differential device, rear axle.And by calculating, i can identify the main reduction ratio, the main, driven helical bevel gear , differential device and the shell of the main parameters of the bridge structure and size. One part of the calculation using the computer program to complete the self, reducing computing time and improve efficiency. Finally,i use Pro / E software to make the bevel gear ，the three-dimensional modeling
Checking through the major components of the calculation of the main components and two-dimensional drawings, to determine the design to meet the design requirements
KEY WORDS: four drives vehicle, rear axle
目錄
TOC \o "1-3" \h \z \u 1 概 述. 5
2 整體式單極主減速器設計. 7
2.1 主減速器結構方案分析. 7
2.1.1螺旋錐齒輪傳動. 7
2.1.2雙曲面齒輪傳動. 7
2.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案選擇. 10
2.2.1主動錐齒輪的支承. 10
2.2.2從動錐齒輪的支承. 12
2.3 主減速器的基本參數選擇和設計計算. 12
2.3.1主減速比的確定. 12
2.3.2主減速器齒輪計算載荷確定. 14
2.3.3主減速器錐齒輪基本參數的選擇. 16
2.3.4主減速器主動錐齒輪幾何尺寸的計算. 21
2.3.5“格里森”制主減速器錐齒輪強度計算. 22
2.3.6 錐齒輪的選擇. 26
3 對稱錐齒輪式差速器設計. PAGEREF _Toc170785393 \h 28 08D0C9EA79F9BACE118C8200AA004BA90B02000000080000000E0000005F0054006F0063003100370030003700380035003300390033000000
3.1 差速器齒輪主要參數選擇. PAGEREF _Toc170785394 \h 28 08D0C9EA79F9BACE118C8200AA004BA90B02000000080000000E0000005F0054006F0063003100370030003700380035003300390034000000
3.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算. PAGEREF _Toc170785395 \h 29 08D0C9EA79F9BACE118C8200AA004BA90B02000000080000000E0000005F0054006F0063003100370030003700380035003300390035000000
3.3 差速器齒輪強度計算. 29
4 半軸設計計算. 33
4.1 結構形式分析. 33
4.2 半軸計算. 33
4.3 半軸花鍵計算. 35
5 驅動橋殼設計. 37
6 三維造型設計. 39
致 謝. 44
參考文獻. 45
附件. 46
1概述
汽車的驅動橋位于傳動系的末端，其基本共用是增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉矩，將轉矩分配給左右車輪，并使左右驅動車輪具有汽車行使運動學所要求的差速功能，同時驅動橋還要承受作用于路面和車架或承載式車身的鉛垂力和橫向力及力矩.
在一般的車橋結構中，驅動橋包括主減速器(又稱主傳動器)，差速器，驅動車輪的傳動裝置及橋殼等部件。
對于不同類型和用途的汽車，正確的確定上述機件的結構形式并成功的將它們組合成一個整體---驅動橋，乃是設計者必須首先解決問題。
汽車的車橋又稱車軸，其兩端安裝著車輪并經懸掛與車架或承載式車身相連，用于傳遞車架或承載式車身與車輪之間的力矩。
根據與之匹配的懸架結構的不同，車橋分為非斷開式(整體式)和斷開式車橋兩種.與非獨立懸架相匹配的非斷開式車橋猶如一根橫置于左右車輪的橫梁，與獨立懸掛相匹配的斷開式車橋則為左右兩段直接或間接相鉸接的結構，當左右車輪經各自的獨立懸掛直接與承載式車身或車架相連時，在左右車輪之間實際上沒有車橋，但在習慣上仍稱為斷開式車橋。
根據車橋能否傳遞驅動力，它又分為驅動橋和從動橋;根據車橋 的左右車輪能否轉向，又分為轉向橋與非轉向橋。當車橋既非轉向橋又非驅動橋時，則稱之為支持橋，因此根據車橋及其車輪的綜合功能，車橋又可分為驅動橋，轉向驅動橋，轉向從動橋和支持橋四種類型。
汽車車橋是汽車的重要大總成，承受著汽車的滿載簧上荷重及地面經車輪車架或承載式車身經懸掛給予的鉛垂力，縱向力，橫向力及其力矩，以及沖擊載荷;驅動橋還傳遞著傳動系中最大的轉矩，橋殼還要承受反作用力矩。汽車車橋的結構形式和設計參數除對汽車的可靠性與耐久行有重要影響外，也對汽車的行駛性能如:機動性，性，平順性，通過性和行駛穩定性等有直接影響。因此車橋的結構形式選擇，參數設計選取及設計計算對汽車的整體設計及其重要。
總之，由上述可見，汽車車橋的設計涉及的機器零件及零部件的品種極為廣泛，對這些零部件，元件及總成的制造也幾乎要涉及到所有的現代機器制造工藝。因此通過對車橋的學習和設計實踐再加進優化設計，可靠性設計，和有限元分析等內容，可以更好的學習并掌握現代汽車設計與設計的全面知識和技能。
2整體式單級主減速器設計 2.1 主減速器結構方案設計
主減速器的結構形式主要是根據齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速形式的不同而不同。
主減速器的齒輪主要有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。單級主減速器通常采用螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪傳動。
2.1.1螺旋錐齒輪傳動螺旋錐齒輪傳動(圖2-1a)的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續平穩地轉向另一端。另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時嚙合，所以它工作平穩、能承受較大的負荷、制造也簡單。但是在工作中噪聲大，對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大和噪聲增大。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。
圖2-1 主減速器齒輪傳動形式
a)螺旋錐齒輪傳動 b)雙曲面齒輪傳動 c)圓柱齒輪傳動 d)蝸桿傳動
2.1.2 雙曲面齒輪傳動雙曲面齒輪傳動(圖2-1b)的主、從動齒輪的軸線相互垂直而不相交，主動齒輪軸線相對從動齒輪軸線在空間偏移一距離E，此距離稱為偏移距。由于偏移距E的存在，使主動齒輪螺旋角大于從動齒輪螺旋角(圖6-4)。根據嚙合面上法向力相等，可求出主、從動齒輪圓周力之比
(2-1)
圖2-2雙曲面齒輪副受力情況
式中,F1、F2分別為主、從動齒輪的圓周力；β1、β2分別為主、從動齒輪的螺旋角。
螺旋角是指在錐齒輪節錐表面展開圖上的齒線任意一點A的切線TT與該點和節錐頂點連線之間的夾角。在齒面寬中點處的螺旋角稱為中點螺旋角(圖2-2)。通常不特殊說明，則螺旋角系指中點螺旋角。
雙曲面齒輪傳動比為
(2-2)
式中，——雙曲面齒輪傳動比；、分別——主、從動齒輪平均分度圓半徑。
螺旋錐齒輪傳動比為
(2-3)
令，則。由于>，所以系數K>1，一般為1.25～1.50。
這說明：
1)當雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪傳動有更大的傳動比。
2)當傳動比一定，從動齒輪尺寸相同時，雙曲面主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪有較大的直徑，較高的輪齒強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。
3)當傳動比一定，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面從動齒輪直徑比相應的螺旋錐齒輪為小，因而有較大的離地間隙。
另外，雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動還具有如下優點：
1)在工作過程中，雙曲面齒輪副不僅存在沿齒高方向的側向滑動，而且還有沿齒長方向的縱向滑動�？v向滑動可改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運轉平穩性。
2)由于存在偏移距，雙曲面齒輪副使其主動齒輪的大于從動齒輪的，這樣同時嚙合的齒數較多，重合度較大，不僅提高了傳動平穩性，而且使齒輪的彎曲強度提高約30％。
3)雙曲面齒輪傳動的主動齒輪直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合輪齒的當量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪為大，其結果使齒面的接觸強度提高。
4)雙曲面主動齒輪的變大，則不產生根切的最小齒數可減少，故可選用較少的齒數，有利于增加傳動比。
5)雙曲面齒輪傳動的主動齒輪較大，加工時所需刀盤刀頂距較大，因而切削刃壽命較長。6)雙曲面主動齒輪軸布置在從動齒輪中心上方，便于實現多軸驅動橋的貫通，增大傳動軸的離地高度。布置在從動齒輪中心下方可降低萬向傳動軸的高度，有利于降低轎車車身高度，并可減小車身地板中部凸起通道的高度。
但是，雙曲面齒輪傳動也存在如下缺點：
1)沿齒長的縱向滑動會使摩擦損失增加，降低傳動效率。雙曲面齒輪副傳動效率約為96％，螺旋錐齒輪副的傳動效率約為99％。
2)齒面間大的壓力和摩擦功，可能導致油膜破壞和齒面燒結咬死，即抗膠合能力較低。3)雙曲面主動齒輪具有較大的軸向力，使其軸承負荷增大。
4)雙曲面齒輪傳動必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油，螺旋錐齒輪傳動用普通潤滑 油即可。
由于雙曲面齒輪具有一系列的優點，因而它比螺旋錐齒輪應用更廣泛。
一般情況下，當要求傳動比大于4.5而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪傳動更合理。這是因為如果保持主動齒輪軸徑不變，則雙曲面從動齒輪直徑比螺旋錐齒輪小。當傳動比小于2時，雙曲面主動齒輪相對螺旋錐齒輪主動齒輪顯得過大，占據了過多空間，這時可選用螺旋錐齒輪傳動，因為后者具有較大的差速器可利用空間。對于中等傳動比，兩種齒輪傳動均可采用。
單級主減速器由一對圓錐齒輪、，具有結構簡單、質量小、低、使用簡單等優點。但是其主傳動比i0不能太大，一般i0≤7，進一步提高i0將增大從動齒輪直徑，從而減小離地間隙，且使從動齒輪熱處理困難。
鑒于單級主減速器廣泛應用于轎車和輕、中型貨車的驅動橋中。雙曲面齒輪優點突出，所以采用的是雙曲面齒輪單級減速器。
2.2 主減速器主從動錐齒輪的支承方案選擇主減速器中必須保證主、從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質量、裝配調整及軸承、主減速器殼體的剛度有關以外，與齒輪的支承剛度密切相關。
2.2.1 主動錐齒輪的支承主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。
懸臂式支承結構(圖2-3a)的特點是在錐齒輪大端一側采用較長的軸頸，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度倪和增加兩支承間的距離b，以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開錐頂的軸向力由靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。為了盡可能地增加支承剛度，支承距離b應大于2.5倍的懸臂長度a，且應比齒輪節圓直徑的70％還大，另外靠近齒輪的軸徑應不小于尺寸a。為了方便拆裝，應使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的支承軸徑大些�？拷X輪的支承軸承有時也采用圓柱滾子軸承，這時另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸承。支承剛度除了與軸承形式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長度有關以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關。
圖2-3 主減速器錐齒輪的支承形式
a)主動錐齒輪懸臂式 b)主動錐齒輪跨置式 c)從動錐齒輪
懸臂式支承結構簡單，支承剛度較差，用于傳遞轉矩較小的轎車、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中。
跨置式支承結構(圖2-3b)的特點是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。此外，由于齒輪大端一側軸頸上的兩個相對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可減小傳動軸夾角，有利于整車布置。但是跨置式支承必須在主減速器殼體上有支承導向軸承所需要的軸承座，從而使主減速器殼體結構復雜，加工成本提高。另外，因主、從動齒輪之間的空間很小，致使主動齒輪的導向軸承尺寸受到限制，有時甚至布置不下或使齒輪拆裝困難�？缰檬街С兄械膶蜉S承都為圓柱滾子軸承，并且內外圈可以分離或根本不帶內圈。它僅承受徑向力，尺寸根據布置位置而定，是易損壞的一個軸承。
在需要傳遞較大轉矩情況下，最好采用跨置式支承。本設計例題是主減速器傳遞轉矩較小的貨車，因此采用懸臂式支承結構。
2.2.2 從動錐齒輪的支承從動錐齒輪的支承(圖2-3c)，其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間的分布比例有關。從動錐齒輪多用圓錐滾子軸承支承。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內，以減小尺寸c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩定性，c+d應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70％。為了使載荷能盡量均勻分配在兩軸承上，應盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。在具有大的主傳動比和徑向尺寸較大的從動錐齒輪的主減速器中，為了限制從動錐齒輪因受軸向力作用而產生偏移，在從動錐齒輪的外緣背面加設輔助支承(圖2-4)。輔助支承與從動錐齒輪背面之間的間隙，應保證偏移量達到允許極限時能制止從動錐齒輪繼續變形。主、從動齒輪受載變形或移動的許用偏移量如圖2-5所示。
圖2-4 從動錐齒輪輔助支承 圖2-5 主、從動錐齒輪的許用偏移量
2.3 主減速器的基本參數選擇和設計計算 2.3.1 主減速比的確定主減速比i0的大小，對主減速器的結構型式、輪廓尺寸及質量的大小影響很大。主減速比i0的選擇，應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比(包括變速器、分動器和加力器、驅動橋等傳動裝置的傳動比)一起，由汽車的整車動力計算來確定。正如傳動系的總傳動比及其變化范圍( ／ )為設計傳動系組成部分的重要依據一樣，驅動橋的主減速比是主減速器的設計依據，是設計主減速器時的原始參數。
傳動系的總傳動比(其中包括，主減速比i0)，對汽車的動力性、燃料性有非常重大的影響，發動機的工作條件也和汽車傳動系的傳動比(包括主減速比)有關。可采用優化設計方法對發動機參數與傳動系的傳動比以及主減速比i0進行最優匹配。
對于具有很大功率的轎車、客車、長途 汽車，尤其是對競賽汽車來說，在給定發動機最大功率 的情況下，所選擇的 值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速 。這時i0值應按下式來確定： 和
（2-4）
式中： ——車輪的滾動半徑，m；
——最大功率時的發動機轉速，r／min；
——汽車的最高車速，km／h；
——變速器最高擋傳動比，通常為1。
對于其他汽車來說，為了用稍微降低最高車速 的辦法來得到足夠的功率儲備，主減速比i0一般應選得比按式(6-1)求得的要大10％～25％，即按下式選擇：
(2-5)
式中： ——變速器最高擋(直接擋或超速擋)傳動比；
——分動器或加力器高擋傳動比；
——輪邊減速器傳動比。
按式(2-4)或式(2-5)求得的i0值應與同類汽車的主減速比相比較，并考慮到主、從動主減速齒輪可能有的齒數，對i0值予以校正并最后確定下來。
2.3.2 主減速器齒輪計算載荷確定除了主減速比i0及驅動橋離地間隙外，另一項原始參數便是主減速器齒輪的計算載荷。由于汽車行駛時傳動系載荷的不穩定性，因此要準確地算出主減速器齒輪的計算載荷是比較困難的。這里采用格里森齒制錐齒輪計算載荷的三種確定方法。
(1)按發動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩
(2-6)
式中，——計算轉矩(N·m)；
——計算驅動橋數；
——主減速器傳動比；
——變速器一擋傳動比；
——分動器傳動比；
——發動機到萬向傳動軸之間的傳動效率；
——液力變矩器變矩系數， , ——最大變矩系數；
——發動機最大轉矩（N·m）；
Kd——猛接離合器所產生的動載系數，液力自動變速器Kd=1，手動操縱的變速器高性能賽車Kd=3，性能系數fi=0的汽車Kd=1；fi>0的汽車Kd=2或由經驗選定。其計算公式如下：
注： 與 選取參看下表
表2-1 n與if選取表
(2)按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩
(2-7)
式中，——計算轉矩(N·m)；
——滿載狀態下一個驅動橋上的靜載荷（N）；
——汽車最大加速度時的后軸負載荷轉移系數，乘用車： 1.2～1.4，商用車：1.1～1.2；
——輪胎與路面間的附著系數，在安裝一般輪胎的汽車在良好的混凝土或瀝青路上，取0.85，對于安裝防側滑輪胎的乘用車可取1.25，對于越野車一般取1.0；
——主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比；
——主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率；
(3)按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩Tcf
(2-8)
式中，Tcf——計算轉矩(N·m)；
Ga——汽車滿載總重量；
fR——道路滾動阻力系數，對于轎車可取0.010~0.015；對于貨車可取0.015~0.020；對于越野車可取0.020～0.035
fH——平均爬坡能力系數，對于轎車可取0.08；對于貨車和公共汽車可取0.05~0.09；長途公共汽車可取0.06～0.10對于越野車可取0.09～0.30
fi——汽車性能系數，取值同前。其它參數同前。
用式(6-3)和式(6-4)求得的計算轉矩是從動錐齒輪的最大轉矩，不同于用式(6-5)求得的日常行駛平均轉矩。當計算錐齒輪最大應力時，計算轉矩取前面兩種的較小值，即；當計算錐齒輪的疲勞壽命時，取Tcf。
主動錐齒輪的計算轉矩為
(2-9)
式中，——主動錐齒輪的計算轉矩(N·m)；
——主傳動比；
——主、從動錐齒輪間的傳動效率。計算時，對于弧齒錐齒輪副，取95％；對于雙曲面齒輪副，當>6時，取85％，當≤6時，取90％。
結合本設計，按照式（2-6）計算Tce：
n=1，i0=2.95，i1 =4，沒有分動器則if = 1，η = 0.9，k =1，Temax=285 N·m，性能系數fi=0則Kd=1，代入式（2-6）得：
Tce=1513.35 N·m
按式（2-7）計算驅動輪打滑轉矩確定的從動錐齒輪計算轉矩Tcs：
Tcs=4781.3 N·m
當計算錐齒輪最大應力時，計算轉矩Tc=min[Tce ,Tcs]=9726.5 N·m
按式（2-8）計算按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩Tcf：
各參數取值表
則代入式（2-8）可得：Tcf=723.885 N·m
2.3.3 主減速器錐齒輪基本參數的選擇主減速器錐齒輪的主要參數有主、從動錐齒輪齒數z1和z2、從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數主、從動錐齒輪齒面寬和、雙曲面齒輪副的偏移距E、中點螺旋角、法向壓力角等。
1）主、從動錐齒輪齒數z1和z2
選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素：
（1）為了磨合均勻，z1、z2之間應避免有公約數。
（2）為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數和應不少于40。
（3）為了嚙合平穩、，噪聲小和具有高的疲勞強度，對于轎車，z1一般不少于9；對于貨車，z1一般不少于6。
（4）當主傳動比較大時，盡量使取得少些，以便得到滿意的離地間隙。當i0≥6時，z1可取最小值并等于5，但為了嚙合平穩并提高疲勞強度常大于5；當i0較小時（3.5～5），z1可取7～12。
（5）對 于不同的主傳動比，z1和z2應有適宜的搭配。
表2-2 載貨汽車驅動橋主減速器主動錐齒輪齒數
參照詳見參考文獻［1］，選擇從動錐齒輪齒數。
根據本設計例題傳動比，查表2-2可以選擇主動錐齒輪齒數為z1 =14，查表6-3可以選擇從動錐齒輪齒數為z2 =43，重新計算傳動比i0=3.07，可以反算出計算轉矩Tc=min[Tce ,Tcs]=1574.91 N·m。
2）從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數ms的選擇。
對于單級主減速器，D2對驅動橋殼尺寸有影響，D2大將影響橋殼離地間隙；D2小則影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。
D2可根據經驗公式初選
(2-10)
式中，D2——從動錐齒輪大端分度圓直徑(mm)；
KD2——直徑系數，一般為13.0～16.0；
——從動錐齒輪的計算轉矩(N·m)，。
ms由下式計算
(2-11)
式中，ms——齒輪端面模數。
同時，ms還應滿足
(2-12)
式中，——模數系數，取0.3～0.4。最后取(6-8) 、(6-9)計算結果的較小值。
也可以根據主動錐齒輪的計算轉矩計算主動錐齒輪大端模數：
(2-13)
根據本設計例題各參數，直徑系數KD2可取為15.0，從動錐齒輪的計算轉矩計算轉矩Tc=min[Tce ,Tcs]=1574.91 N·m，則D2=175mm，根據式（2-11）從動錐齒輪端面模數ms=4mm，通過式（2-12）進行驗算取較小值并取整為ms≈4mm。同理可得主動錐齒輪：mz=4.5mm，則主動錐齒輪大端分度圓直徑D1= mz×z1=63mm。
3）主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2
錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面寬過窄及刀尖圓角過小。這樣，不但減小了齒根圓角半徑，加大了應力集中，還降低了刀具的使用壽命。此外，在安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因，使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間的減小。但是齒面過窄，輪齒表面的耐磨性會降低。
從動錐齒輪齒面寬推薦b2不大于其節錐距A2的0.3倍，即b2≤0.3A2，但b2應滿足b2≤10ms，一般也推薦b2=0.155D2。對于螺旋錐齒輪，b1一般比b2大10％。
則根據本設計例題各參數，按照齒輪的計算載荷來計算并圓整得：b2=27 mm，b1=30 mm。
4）雙曲面齒輪副偏移距E及偏移方向選擇
E值過大將使齒面縱向滑動過大，從而引起齒面早期磨損和擦傷；E值過小，則不能發揮雙曲面齒輪傳動的特點。一般對于轎車和輕型貨車E≤0.2D2且E≤40％A2；對于中、重型貨車、越野車和大客車，E≤(0.10～0.12) D2。另外，主傳動比越大，則E也應越大，但應保證齒輪不發生根切。
雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和下偏移兩種。由從動齒輪的錐頂向其齒面看去，并使主動齒輪處于右側，如果主動齒輪在從動齒輪中心線的上方，則為上偏移；在從動齒輪中心線下方，則為下偏移。如果主動齒輪處于左側，則情況相反。圖6-8a、b為主動齒輪軸線下偏移情況，圖6-8c、d為主動齒輪軸線上偏移情況。
則根據本設計例題各參數，E≤0.2D2=32mm且E≤40％A2=29.5mm，考慮到載貨汽車，盡量取小值，可取為E=0.15D2=30mm，由于采用雙曲面齒輪，因此選擇主動錐齒輪下偏移，左旋，從動錐齒輪右旋。
圖2-6 雙曲面齒輪的偏移和螺旋方向
a)、b)主動齒輪軸線下偏移 c)、d)主動齒輪軸線上偏移
5）中點螺旋角β
螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小。
弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，雙曲面齒輪副的中點螺旋角是不相等的，而且β1>β2, β1與β2之差稱為偏移角ε。
選擇β時，應考慮它對齒面重合度εF、輪齒強度和軸向力大小的影響。β越大，則εF也越大，同時嚙合的齒數越多，傳動就越平穩，噪聲越低，而且輪齒的強度越高。一般εF應不小于1.25，在1.5～2.0時效果最好。但是β過大，齒輪上所受的軸向力也會過大。
汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為35°～40°。轎車選擇較大的β值以保證較大的εF，使運轉平穩，噪聲低；貨車選用較小β值以防止軸向力過大，通常取35°。
也可以根據“格里森”制推薦預選主從動錐齒輪螺旋角名義值公式進行預選：
(2-14)
螺旋角名義值還需要按照選用的標準刀號進行反算螺旋角，最終得到的螺旋角名義值 與β1之差不超過5°，詳見參考文獻［1］。
(2-15)
其中ε——雙曲面齒輪傳動偏移角的近似值
(2-16)
平均螺旋角
(2-17)
雙曲面齒輪中點螺旋角具體選取結果，必須經過繁瑣計算才能確定，詳見后面計算程序計算結果。
6）螺旋方向
從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上 半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離趨勢，導致輪齒卡死而損壞。
左旋齒輪使用左手法則判斷軸向力方向，拇指指向軸向力方向，其余四指握起方向就是齒輪旋轉方向；右旋齒輪使用右手法則判斷軸向力方向，拇指指向軸向力方向，其余四指握起方向就是齒輪旋轉方向。
因此，當發動機旋轉方向為逆時針時，采用主動錐齒輪左旋，使軸向力離開錐頂方向。
7）法向壓力角α
法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減少齒輪不發生根切的最少齒數。但對于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對于輕負荷工作的齒輪一般采用小壓力角，可使齒輪運轉平穩，噪聲低。對于弧齒錐齒輪，轎車：α一般選用14°30′或16°；貨車：α為20°；重型貨車：α為22°30′。對于雙曲面齒輪，大齒輪輪齒兩側壓力角是相同的，但小齒輪輪齒兩側的壓力角是不等的，選取平均壓力角時，轎車為19°或20°，貨車為20°或22°30′。
結合本例，由于是SUV轎車，因此從動錐齒輪取α=19°，主動錐齒輪選取平均壓力角α=20°。
2.3.4 主減速器主動錐齒輪幾何尺寸的計算步驟詳見參考文獻[1]。
表2-4 當z1<21、z2/z1>2時雙曲面大齒輪頂高系數表
表2-5 雙曲面齒輪傳動的齒側間隙B
為提高計算效率，編寫VB成程序進行計算!（程序代碼詳見光盤）
結合本例，可以計算出如下結果：
小齒輪節錐角(度)： 20.8650266822217
大齒輪節錐角(度)： 68.7296049761429
小齒輪中點螺旋角(度)： 42.7626669216693
大齒輪中點螺旋角(度)： 30.2002039246829
大齒輪節錐定點到小齒輪軸線的距離(mm)： .5285959
大齒輪節錐距(mm)： 93.89633
大齒輪齒頂角(分)： 39.457578176692 （雙重收縮齒）
大齒輪齒根角(分)： 192.645822862673 （雙重收縮齒）
大齒輪齒頂高(mm)： 1.17892384756845
大齒輪齒根高(mm)： 6.7091181673089
徑向間隙(mm)：0.9535749
大齒輪齒全高(mm)： 7.88804201487735
大齒輪齒工作高(mm)： 6.93446706620405
大齒輪的面錐角(度)： 69.3872312790877
大齒輪的根錐角(度)： 65.518841261765
大齒輪外圓直徑(mm)： 175.855355873444
大齒輪外緣至小齒輪軸線的距離(mm)： 32.4355352494945
大齒輪面錐頂點至小齒輪軸線的距離(mm)： .636749207844274
大齒輪根錐頂點至小齒輪軸線的距離(mm)：-1.06471851719094
小齒輪的面錐角(度)： 23.9607589134499
小齒輪面錐頂點之大齒輪軸線的距離(mm)： 3.59045011672397
小齒輪外緣至大齒輪軸線的距離(mm)： 84.9720197752827
小齒輪輪齒前緣至大齒輪軸線的距離(mm)： 58.1775371802936
小齒輪的外圓直徑(mm)： 78.7157907503169
小齒輪根錐頂點至大齒輪軸線的距離(mm)：-.845742541368624
小齒輪的根錐角(度)： 20.1593210754445
2.3.5 “格里森”制主減速器錐齒輪強度計算在選好主減速器錐齒輪主要參數后，可根據所選擇的齒形計算錐齒輪的幾何尺寸，而后根據所確定的計算載荷進行強度驗算，以保證錐齒輪有足夠的強度和壽命。
輪齒損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過載折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。下面所介紹的強度驗算是近似的，在實際設計中還要依據臺架和道路試驗及實際使用情況等來。
1） 單位齒長圓周力
主減速器錐齒輪的表面耐磨性常用輪齒上的單位齒長圓周力來估算
(2-18)
式中，p——輪齒上單位齒長圓周力；
F——作用在輪齒上的圓周力；
——從動齒輪齒面寬。
按發動機最大轉矩計算時
(2-19)
式中，——變速器傳動比；
D1——主動錐齒輪中點分度圓直徑(mm)；其它符號同前。
按驅動輪打滑轉矩計算時
(2-20)
式中符號同前。
許用的單位齒長圓周力[p]見表2-6。在現代汽車設計中，由于材質及加工工藝等制造質量的提高，[p]有時高出表中數值的20％～25％。
表2-6 單位齒長圓周力許用值[p]
按發動機最大轉矩計算時，
p=2×285×4×103/（63×27）=1340 N/mm <[p]，滿足設計要求。
按最大附著力矩計算時，
p=2×9726.5×0.36865×103×1/(175×27)=1517.7 N/mm<[p]
2）輪 齒彎曲強度
錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為
(2-21)
式中，σw——錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力(MPa)；
Tc——所計算齒輪的計算轉矩(N·m)，對于從動齒輪，Tc=和，對于主動齒輪，Tc還要按式(2-9)換算；
——過載系數，一般取1；
——尺寸系數，它反映了性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關，當≥1.6mm時，=(／25.4)。
——齒面載荷分配系數，跨置式結構：=1.0～1.1，懸臂式結構：=1.10～1.25；
——質量系數，當輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時，=1.0；
b——所計算的齒輪齒面寬(mm)；
D——所討論齒輪大端分度圓直徑(mm)；
——所計算齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數。
上述按計算的最大彎曲應力不超過700MPa；按計算的疲勞彎曲應力不應超過210MPa，破壞的循環次數——次。
結合本例題，因為從動齒輪受力大，所以應該計算從動齒輪輪齒彎曲強度：
（1）按計算的最大彎曲應力：
其中，Tc=1574.91 N·m，ks=0.63，懸臂式支承結構km取1.10，Jw=0.25，其他參數取值同前。
則σw =2×1574.91×0.63×1.10×103/（4×30×175×0.238）=436.7 Mpa<[σw]，此計算結果滿足要求。
（2）按Tcf計算的疲勞接觸應力：
其中Tcf=723.885 N·m，ks=0.63，懸臂式支承結構km取1.10，Jw=0.135，其他參數取值同前計算：
則σw =2×723.885×0.63×1.10×103/（4×30×175×0.135）=353.8993Mpa<[σw]，此計算結果也滿足要求。
3） 輪齒接觸強度
錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為
(2-22)
式中，——錐齒輪輪齒的齒面接觸應力(MPa)；
——主動錐齒輪大端分度圓直徑(mm)；
b取和的較小值(mm)；
——尺寸系數，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，通常取1.0；
——齒面品質系數，它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(如鍍銅、磷化處理等)，對于制造精確的齒輪，取1.0；
——綜合彈性系數，針對鋼齒輪，取232.6N／mm；
JJ——齒面接觸強度的綜合系數，取法見參考文獻[1]；
上述按計算的最大接觸應力不應超過2800MPa，按計算的疲勞接觸應力不應超過1750MPa。主、從動齒輪的齒面接觸應力是相同的，破壞的循環次數——次。
結合本設計，計算主動齒輪輪齒接觸強度。
（1）按計算的最大接觸應力：
其中，Tz=547.7 N·m，懸臂式支承結構km取1.10，JJ=0.135，其他參數取值同前。
得σJ 小于許用應力，此計算結果滿足要求。
（2）按Tcf計算的疲勞接觸應力：
其中，Tz=270 N·m，懸臂式支承結構km取1.10，JJ=0.135，其他參數取值同前。
得σJ小于許用應力，此計算結果也滿足要求
2.3.6錐齒輪的材料選擇汽車驅動橋錐齒輪的工作條件非常惡劣，與傳動系其它齒輪相比較，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。其損壞形式主要有輪齒根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。它是傳動系中的薄弱環節。錐齒輪材料應滿足如下要求：
1）具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性。
2）輪齒芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。
3）鍛造性能、切削加工性能及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規律易控制。
4）選擇合金材料時，盡量少用含鎳、鉻元素的材料（我國礦藏量少），而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。
汽車主減速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20Mn2TiB、20CrMnMo、22CrNiMo和l6SiMn2WMoV等。
滲碳合金鋼的優點是表面可得到含碳量較高的硬化層(一般碳的質量分數為0.8％~1.2％)，具有相當高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性，故這類材料的彎曲強度、表面接觸強度和承受沖擊的能力均較好。由于較低的含碳量，使鍛造性能和切削加工性能較好。其主要缺點是熱處理費用高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時可能產生塑性變形，如果滲透層與芯部的含碳量相差過多，便會引起表面硬化層剝落。經過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到58~64HRC，而心部硬度較低，當端面模數m＞8時為29~45HRC，當端面模數m≤8時為32~45HRC。對滲碳層有如下規定：
當端面模數m≤5時，厚度為0.9~1.3mm
m=5~8時，厚度為1.0~1.4mm
m＞8時，厚度為1.2~1.6mm
為改善新齒輪的磨合，防止其在運行初期出現早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理及精加工后，作厚度為0.005～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進行應力噴丸處理，可提高25％的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪，可進行滲硫處理以提高耐磨性。滲硫后摩擦因數可顯著降低，即使潤滑條件較差，也能防止齒面擦傷、咬死和膠合。
3 對稱錐齒輪式差速器設計 3.1 差速器齒輪主要參數選擇
1）行星齒輪數
行星齒輪數n需根據承載情況來選擇。本設計中取：=4。
2）行星齒輪球面半徑的 的確定
行星齒輪球面半徑反映了差速器錐齒輪節錐距的大小和承載能力，可根據經驗公式來確定
(3-1)
式中，為行星齒輪球面半徑系數，=2.5；為差速器計算 轉矩(N·m)，；為球面半徑(mm)。
差速器行星齒輪球面半徑 確定以后，可初步根據下式確定節錐距：
=(0.98～0.99) (3-2)
3）行星齒輪和半軸齒輪齒數的選擇
通常我們取較大的模數使輪齒具有較高的強度，但尺寸會增大，于是又要求行星齒輪的齒數應取少些，但一般不少于10。半軸齒輪齒數在14～25選用。大多數汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數比在1.5～2.0的范圍內。
為使兩個或四個行星齒輪能同時與兩個半軸齒輪嚙合，兩半軸齒輪齒數和必須能被行星齒輪數整除，否則差速齒輪不能裝配。
4）行星齒輪和半軸齒輪節錐角、及模數
行星齒輪和半軸齒輪節錐角、分別為
（3-3）
錐齒輪大端端面模數為
(3-4)
5）壓力角α
汽車差速齒輪一般采用壓力角為22°30′、齒高系數為0.8的齒形。某些重型貨車和礦用車采用25°壓力角，以提高齒輪強度。
6）行星齒輪軸直徑d及支承長度L
行星齒輪軸直徑與行星齒輪安裝孔直徑相同，行星齒輪在軸上的支承長度也就是行星齒輪安裝孔的深度。
行星齒輪軸直徑d為
(3-5)
式中，T0——差速器殼傳遞的轉矩(N·m)，也就是從動錐齒輪計算轉矩，可取T0=Td=min[Tce,Tcs]進行計算。
n——行星齒輪數；
rd——行星齒輪支承面中點到錐頂的距離(mm)，約為半軸齒輪齒寬中點處平均直徑的一半，而半軸齒輪齒寬中點處平均直徑約為0.8d2，即rd≈0.4 d2；
[σc]——支承面許用擠壓應力，取98Mpa。
行星齒輪在軸上的支承長度L為
(3-6)
3.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算步驟詳見參考文獻[1]。
3.3 差速器齒輪強度計算差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經常處于嚙合傳動狀態，只有當汽車轉彎或左、右輪行駛不同的路程時，或一側車輪打滑而滑轉時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此，對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度計算。輪齒彎曲應力(MPa)為
（3-7）
式中，——行星齒輪數；
——綜合系數；
、分別為半軸齒輪齒寬及其大端分度圓直徑(mm)；
——半軸齒輪計算轉矩(N·m)， ；
、、按主減速器齒輪強度計算的有關數值選取。
差速器齒輪與主減速器齒輪一樣，基本上都是用滲碳合金鋼制造，目前用于制造差速器錐齒輪的為20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齒輪輪齒要求的精度較低，所以精鍛差速器齒輪工藝已被廣泛應用
結合本例題，進行設計計算：
1）主要參數選擇計算
（1）由于是貨車差速器，行星齒輪數n選擇4個。
（2）行星齒輪球面半徑Rb和節錐距A0的確定：Rb=28.565圓整為29，A0=28。
（3）確定行星齒輪和半軸齒輪齒數
微型貨車輪齒強度要求不太高，可以選取行星齒輪齒數z1=12，半軸齒輪齒數z2初選為20，兩個半軸齒輪齒數和為32，能被行星齒輪數4整除，所以能夠保證裝配，滿足設計要求。
（4）行星齒輪和半軸齒輪節錐角γ1、γ2及錐齒輪大端端面模數m
由式（3-3）計算可得：γ1=31°，γ1=59°
錐齒輪大端端面模數按照式（3-4）計算得：m=2.5mm。
行星齒輪分度圓直徑d1=mz1=30mm；半軸齒輪分度圓直徑d2=mz2=50mm。
（5）壓力角α采用推薦值22°30′，齒高系數為0.8。
（6）行星齒輪軸直徑d及支承長度L
按照式（3-6）代入數據計算得：d= 13.7 mm
則行星齒輪在軸上的支承長度L=15mm。
2）差速器齒輪的幾何尺寸計算
可以編寫程序進行計算（程序代碼詳光盤），計算結果如下：
結合本例，輸入z1=12; z2=20;m=4.0; 切向修正系數τ=-0.051;齒側間隙B=0.102;可得：
齒工作高hg=6.400 mm
齒全高h=7.203 mm
壓力角α=22.5°
節圓直徑d1=48.000 mm,d2=80.000 mm
節錐角γ1=32°, γ2=58°
節錐距A0=46.648mm
齒面寬b=11.321 mm
齒頂高h1′=4.102mm，h2′=2.298mm
齒根高h1′′=3.050mm，h2′′=4.854mm
徑向間隙c=0.803mm
齒根角δ1= 3.686°， δ2= 5.996°
面錐角γ01=36.959°， γ02=62.762°
根錐角γR1=27.278°， γR1=53.041°
外圓直徑d01=55.112mm，d02=82.318mm
節錐頂點至齒輪外緣距離χ01=35.338mm，χ02=20.890mm
3）差速器齒輪強度計算
n=4，J選取0.257，半軸齒輪齒面寬b2=11.3mm，半軸大端分度圓直徑d2前面計算得到64mm，質量系數kv取1.0，由于模數m為4.0，大于1.6mm，因此尺寸系數ks計算得0.629，齒面載荷分配系數km取1.0，半軸齒輪計算轉矩T=0.6T0，T0可按照兩種形式計算：
a) 當時， [σw]=980MPa；則σw=755.5MPa<[σw]滿足設計要求。
b) 當T0=Tcf時，[σw] =210MPa；則σw=227MPa>[σw]，超過設計要求8.1%，在采用較好的制造工藝和強度較大的材料后，基本能夠滿足設計要求。如不滿足設計要求，則需要重新選取部分參數重新計算，例如行星齒輪球面半徑系數可取較大值，計算較大的球面半徑，從而預選出較大的節錐距，算出較大的模數，再通過程序計算出準確的節錐距及其它參數，詳細過程略。
4 半軸設計計算 4.1 機構形式分析
半軸根據其車輪端的支承方式不同，可分為半浮式、3／4浮式和 全浮式三種形式。
半浮式半軸的結構特點是半軸外端支承軸承位于半軸套管外端的內孔，車輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉矩外，其外端還承受由路面對車輪的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半軸有結構簡單，質量小，尺寸緊湊，造價低廉的優點，但所受載荷復雜且較大，因此多用于質量較小，使用條件較好，承載負荷也不大的轎車和微型、輕型貨車或客車上。
3／4浮式半軸的結構特點是半軸外端僅有一個軸承并裝在驅動橋殼半軸套管的端部，直接支承著車輪輪轂，而半軸則以其端部凸緣與輪轂用螺釘聯接。該形式半軸受載情況與半浮式相似，只是載荷有所減輕，一般僅用在轎車和輕型貨車上。
全浮式半軸理論上只承受傳動系的轉矩而不承受彎矩，但實際上由于加工零件的精度和裝配精度影響以及橋殼、軸承支承剛度不足等原因，仍可能使全浮式半軸承受一定彎矩。此種結構廣泛用于輕型以上各種載貨汽車、越野汽車和客車。
4.2 半軸計算半軸的主要尺寸是它的直徑，在設計時首先根據對使用條件和載荷情況相同或相近的同類汽車同形式半軸的分析比較，大致選定從整個驅動橋的布局來看比較合適的半軸半徑，然后對他進行強度核算。
計算時應該首先合理的確定在用在半軸上的載荷，應考慮到以下三種可能的載荷工況：
（1）縱向力Fx2（驅動力或制動力）最大時，最大值為Fz2φ，附著系數φ在計算時取0.8，側向力Fy2=0。
（2）側向力Fy2最大時，其最大值為Fz2φ1（汽車側滑時），側滑時輪胎與地面的側向力系數φ1在計算時取1.0，沒有縱向力作用。
（3）汽車通過不平路面，垂向力Fz2最大，縱向力Fx2和側向力Fy2都為0。
由于車輪受縱向力和側向力的大小受車輪與地面最大附著力限制，所以兩個方向力的最大值不會同時出現。
（1）半軸計算轉矩Tφ及桿部直徑
全浮式半軸只承受轉矩，全浮式半軸的計算載荷可按主減速器從動錐齒輪計算轉矩進一步計算得到。即
(4-1)
式中，ξ——差速器轉矩分配系數，對于圓錐行星齒輪差速器可取0.6；
[Tce,Tcs]——按發動機最大轉矩和最低擋傳動比以及按驅動輪打滑轉矩計算較小值確定的主減速器從動錐齒輪計算轉矩，單位為N·m，已經考慮到傳動系中的最小傳動比構成。
對半軸進行結構設計時，應注意如下幾點：
桿部直徑可按照下式進行初選。
(4-2)
式中，[τ]——許用半軸扭轉切應力，MPa；
d——半軸桿部直徑，mm。
半軸桿部直徑計算結果應根據結構設計向上進行圓整。半軸的桿部直徑應小于或等于半軸花鍵的底徑，以便使半軸各部分達到基本等強度。半軸的破壞形式大多是扭轉疲勞損壞，在結構設計時應盡量增大各過渡部分的圓角半徑，尤其是凸緣與桿部、花鍵與桿部的過渡部分，以減小應力集中。對于桿部較粗且外端凸緣也較大時，可采用兩端用花鍵連接的結構。半軸桿部的強度儲備應低于驅動橋其它傳力零件的強度儲備，使半軸起一個“熔絲”的作用。
根據初選的 ，按應力公式進行強度校核。
（2）全浮式半軸強度校核計算
半軸的扭轉切應力為
(4-3)
式中，——半軸扭轉切應力，MPa；
d——半軸直徑，mm。
半軸的扭轉角為
(4-4)
式中，——扭轉角；
——半軸長度；
G——剪切彈性模量，查相關手冊；
——半軸斷面極慣性矩，。
半軸的扭轉切應力考慮到安全系數在1.3~1.6范圍，宜為490～588MPa，單位長度轉角不應大于8°/m。
4.3 半軸花鍵計算半軸和半軸齒輪一般采用漸開線花鍵連接，對花鍵應進行擠壓應力和鍵齒切應力驗算。擠壓應力不大于200MPa，切應力不大于73MPa。
1）半軸花鍵的剪切應力
=43.7 （4-5）
式中： Tφ——半軸計算轉矩，N·m
D——半軸花鍵外徑，mm
d——與之相配的花鍵孔內徑，mm
z——花鍵齒數
LP——花鍵工作長度，mm
b——花鍵齒寬，mm
φ——載荷分配不均勻系數，計算時可取0.75
2）半軸花鍵的擠壓應力
=31.26 （4-6）
式中參數意義同上。
5 驅動橋殼設計
驅動橋殼設計設計原則：在保證橋殼有足夠的強度和剛度的條件下，應盡量減少橋殼的質量，其機構簡單，制造方便，便于維修人員對其內部件的拆裝，維護和保養，其次，還應該考慮到具體汽車的型號，使用的條件選擇合理的材料，以減小。
橋殼的結構形式分為三種：可分式橋殼、整體式橋殼和組合式橋殼。綜合考慮選擇整體式橋殼。
整體式橋殼的特點。
如圖5-1所示，整體式橋殼的特點是將整個橋殼制成一個整體，橋殼猶如一個整體的空心梁，其強度和剛度都比較好。這種結構的另一特點是橋殼與主減速器殼分作兩體。主減速器齒輪及差速器總成均裝在與橋殼分開的獨立殼體——主減速器殼內，構成一個單獨的總成——主減速器與差速器總成，調整好后再由橋殼中部前面裝入橋殼內，并與橋殼用螺栓緊固在一起。這種結構對主減速器和差速器的拆裝、調整、維修、保養等都十分方便，更不必把整個驅動橋殼從車上拆下來，這是整體式橋殼另一個很大的優點。
圖5-1鋼板沖壓焊接整體式橋殼總稱
1-鎖緊螺母；2-止動墊圈；3-調整螺母；4-止動銷；5-半軸套管襯套；6， 7，8-螺栓彈簧墊圈、螺母；9-橋殼；10-鋼板彈簧座；11-通氣塞；12-減振器下支架；13-擋油片；14-放油螺塞；15-雙頭螺栓；16-彈簧墊圈；17-螺母
整體式橋殼按其制造工藝的不同又可分為鑄造整體式、鋼板沖壓焊接式和鋼管擴張成形式三種。今年來，由于鋼板沖壓焊接整體式橋殼具有制造工藝簡單、利用率高、廢品率低、生產效率高以及制造低同時又具備較高的強度和較小的質量等特點，轎車，輕型、中型載貨汽車廣泛采用了，而且有部分較大噸位的汽車業廣泛采用。
6 三維造型設計
制作方法簡述：
設置參數，列好關系。基本參數：模數M=2.5，齒數Z=20，齒寬W=11.5，壓力角A=22°30′，齒頂高系數為0.8，齒底隙系數為0.2，變位系數為0
其中，A為壓力角
DX系列為另一套節圓，基圓，齒頂圓，齒根圓的代號
各關系如下：
d=m*z
db=d*cos(a)
da=d+2*m*cos(c/2)
df=d-2*1.2*m*cos(c/2)
dx=d-2*w*tan(c/2)
dxb=dx*cos(a)
dxa=dx+2*m*cos(c/2)
dxf=dx-2*1.2*m*cos(c/2)
其中，D為大端分度圓直徑。（圓錐直齒輪的基本幾何尺寸按大端計算）
DX<D DXB<DB DXA<DA DXF<DF
2.插入-----混合------伸出項。
以FRONT為草繪平面，建成以大端DA作第一個圓，小端DXA作第二個圓，深度為W的混合實體。
3.草繪
在大端DF的圓面上繪制DA，D圓。
4.草繪
在小端DXF圓面上繪制DXA，DX圓。如圖：
5.創建第一個漸開線曲線。
在小端DXF的圓面上，通過輸入方程，創建漸開線曲線。其選擇的坐標系為PRT_CSYS_DEF
其方程如下：
afa=60*t
r=dxb/2
x=r*cos(afa)+pi*r*afa/180*sin(afa)
y=r*sin(afa)-pi*r*afa/180*cos(afa)
z=0
選擇‘ 文件--------保存---------關閉’，確定，即可創建第一個漸開線曲線。如圖：
6.創建基準點。
選擇漸開線曲線和直徑為DX的節圓，即可創建基準點PINT0。
7.創建基準軸
點擊基準軸命令，選擇混合實體，即可創建基準軸。
8.創建平面。
選擇基準軸和基準點PINT0，即可創建平面DIM1。
9.創建平面。
選擇平面DIM1和基準軸，以90/Z為旋轉角度旋轉，即可創建平面DIM2。
但DIM2的創建，必定要保證漸開線曲線能鏡像成齒輪的輪齒的大體形狀；否則，要改變DIM2的旋轉方向。
10.鏡像
將漸開線曲線以平面DIM2為鏡像平面鏡像。如圖：
11.創建坐標系。
以PRT_CSYS_DEF為參照，以W為距離創建坐標系CS1。如圖：
12.創建第二個漸開線曲線
在大端DF的圓面上，通過輸入方程，創建漸開線曲線。其選擇的坐標系為CS1。
其方程如下：
afa=60*t
r=db/2
x=r*cos(afa)+pi*r*afa/180*sin(afa)
y=r*sin(afa)-pi*r*afa/180*cos(afa)
z=0
這里將DXB換成了DB。其結果如下：
13.創建基準點。
選擇第二個漸開線曲線和直徑為D的節圓，即可創建基準點PIN1。
14.創建平面
選擇基準點PIN1和基準軸，即可創建DIM3。
15.創建平面
選擇平面DIM3和基準軸，以90/Z為旋轉角度旋轉，創建平面DIM4。
但DIM4的創建，必定要保證漸開線曲線能鏡像成齒輪的輪齒的大體形狀；否則，要改變DIM4的旋轉方向。
16.鏡像.
選擇漸開線曲線，以平面DIM4為鏡像平面鏡像.如圖：
17.插入---------混合----------切口
草繪截面，混合成具有齒輪齒槽形狀的實體。主要使用“抓取”，“延伸”，“修剪”命令來獲取齒槽形狀。如圖：
輸入深度W后，生成齒槽實體。如圖：
20.陣列。
以基準軸進行陣列，個數為20，角度為360/20。即可。如圖：
致 謝
四年的大學生活，已經在不經意間偷偷的從手指間溜走，然而感覺最深刻的還是最后的畢業設計，在這個學期我們認識了新的老師，接到了真正的研究題目，開始了自己的設計！
在我的設計過程中，個人做了充分的、分析，參考了很多方面的書籍，還去過申沃客車有限公司進行了實地參觀學習，在鄒老師詳細的講解下我們對自己的設計題目有了更加深刻的理解，讓我們明確了了設計思路同時也提出了較為具體的寶貴建議，然而由于自己的能力有限，存在一些客觀因素造成一定的影響，加上個人學識水平有限，論文必然存在不少不足之處，懇請各位老師并提出批評意見。
在論文的開始設計和完成過程中，自己特別想感謝的是鄒老師，鄒老師是一位治學嚴謹的老師，從身上投射出一種優秀人民教師的形象，鄒老師不厭其煩的一遍遍給我們講解不懂之處，詳細認真的批閱我們的設計作業，從而使我的設計更加完整。在此向尊敬的鄒老師也是我們的好朋友致以最衷心的感謝！
同時也感謝我的同學特別是我們的論文小組成員，在論文搜集材料方面給我大力支持和幫助，集中體現了我們的團隊合作精神，在此也向他們表示感謝。
在這里，還要感謝大學里的以前的所有老師，是他們給了我這個多彩的大學生活。祝各位老師工作順利，家庭幸福！
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