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运动型多功能车（SUV）汽车后桥设计及三维建模
论文关键字：四轮驱动，后桥
论文摘要：运动型多功能乘用车（SUV）为四轮驱动，兼具城市行走、野外运动，除了要具备中高档轿车的舒适性外，还要有更高的越野性和安全性。本设计对象是运动型多功能乘用车（SUV）后桥。
本设计完成了SUV后桥中主减速器的设计，差速器的设计，半轴的设计。本文根据SUV后桥的要求，通过选型，确定了主减速器传动副类型，差速器类型，驱动桥半轴支承类型。通过计算计算，确定了主减速比，主、从动锥齿轮、差速器、半轴以及桥壳的主要参数和结构尺寸。其中的一部分计算采用自编的程序完成，有效的减少了计算时间，提高了效率。最后利用Pro/E软件对锥齿轮进行了三维建模。
通过主要零部件的校核计算和对主要零部件二维绘图，可以确定所设计的能够满足设计要求。
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
目录
TOC \o "1-3" \h \z \u 1 概 述. 5
2 整体式单极主减速器设计. 7
2.1 主减速器结构方案分析. 7
2.1.1螺旋锥齿轮传动. 7
2.1.2双曲面齿轮传动. 7
2.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案选择. 10
2.2.1主动锥齿轮的支承. 10
2.2.2从动锥齿轮的支承. 12
2.3 主减速器的基本参数选择和设计计算. 12
2.3.1主减速比的确定. 12
2.3.2主减速器齿轮计算载荷确定. 14
2.3.3主减速器锥齿轮基本参数的选择. 16
2.3.4主减速器主动锥齿轮几何尺寸的计算. 21
2.3.5“格里森”制主减速器锥齿轮强度计算. 22
2.3.6 锥齿轮的选择. 26
3 对称锥齿轮式差速器设计. PAGEREF _Toc170785393 \h 28 08D0C9EA79F9BACE118C8200AA004BA90B02000000080000000E0000005F0054006F0063003100370030003700380035003300390033000000
3.1 差速器齿轮主要参数选择. PAGEREF _Toc170785394 \h 28 08D0C9EA79F9BACE118C8200AA004BA90B02000000080000000E0000005F0054006F0063003100370030003700380035003300390034000000
3.2 差速器齿轮的几何尺寸计算. PAGEREF _Toc170785395 \h 29 08D0C9EA79F9BACE118C8200AA004BA90B02000000080000000E0000005F0054006F0063003100370030003700380035003300390035000000
3.3 差速器齿轮强度计算. 29
4 半轴设计计算. 33
4.1 结构形式分析. 33
4.2 半轴计算. 33
4.3 半轴花键计算. 35
5 驱动桥壳设计. 37
6 三维造型设计. 39
致 谢. 44
参考文献. 45
附件. 46
1概述
汽车的驱动桥位于传动系的末端，其基本共用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左右车轮，并使左右驱动车轮具有汽车行使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承载式车身的铅垂力和横向力及力矩.
在一般的车桥结构中，驱动桥包括主减速器(又称主传动器)，差速器，驱动车轮的传动装置及桥壳等部件。
对于不同类型和用途的汽车，正确的确定上述机件的结构形式并成功的将它们组合成一个整体---驱动桥，乃是设计者必须首先解决问题。
汽车的车桥又称车轴，其两端安装着车轮并经悬挂与车架或承载式车身相连，用于传递车架或承载式车身与车轮之间的力矩。
根据与之匹配的悬架结构的不同，车桥分为非断开式(整体式)和断开式车桥两种.与非独立悬架相匹配的非断开式车桥犹如一根横置于左右车轮的横梁，与独立悬挂相匹配的断开式车桥则为左右两段直接或间接相铰接的结构，当左右车轮经各自的独立悬挂直接与承载式车身或车架相连时，在左右车轮之间实际上没有车桥，但在习惯上仍称为断开式车桥。
根据车桥能否传递驱动力，它又分为驱动桥和从动桥;根据车桥 的左右车轮能否转向，又分为转向桥与非转向桥。当车桥既非转向桥又非驱动桥时，则称之为支持桥，因此根据车桥及其车轮的综合功能，车桥又可分为驱动桥，转向驱动桥，转向从动桥和支持桥四种类型。
汽车车桥是汽车的重要大总成，承受着汽车的满载簧上荷重及地面经车轮车架或承载式车身经悬挂给予的铅垂力，纵向力，横向力及其力矩，以及冲击载荷;驱动桥还传递着传动系中最大的转矩，桥壳还要承受反作用力矩。汽车车桥的结构形式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久行有重要影响外，也对汽车的行驶性能如:机动性，性，平顺性，通过性和行驶稳定性等有直接影响。因此车桥的结构形式选择，参数设计选取及设计计算对汽车的整体设计及其重要。
总之，由上述可见，汽车车桥的设计涉及的机器零件及零部件的品种极为广泛，对这些零部件，元件及总成的制造也几乎要涉及到所有的现代机器制造工艺。因此通过对车桥的学习和设计实践再加进优化设计，可靠性设计，和有限元分析等内容，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与设计的全面知识和技能。
2整体式单级主减速器设计 2.1 主减速器结构方案设计
主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而不同。
主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。单级主减速器通常采用螺旋锥齿轮或双曲面齿轮传动。
2.1.1螺旋锥齿轮传动螺旋锥齿轮传动(图2-1a)的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。但是在工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。
图2-1 主减速器齿轮传动形式
a)螺旋锥齿轮传动 b)双曲面齿轮传动 c)圆柱齿轮传动 d)蜗杆传动
2.1.2 双曲面齿轮传动双曲面齿轮传动(图2-1b)的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离E，此距离称为偏移距。由于偏移距E的存在，使主动齿轮螺旋角大于从动齿轮螺旋角(图6-4)。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比
(2-1)
图2-2双曲面齿轮副受力情况
式中,F1、F2分别为主、从动齿轮的圆周力；β1、β2分别为主、从动齿轮的螺旋角。
螺旋角是指在锥齿轮节锥表面展开图上的齿线任意一点A的切线TT与该点和节锥顶点连线之间的夹角。在齿面宽中点处的螺旋角称为中点螺旋角(图2-2)。通常不特殊说明，则螺旋角系指中点螺旋角。
双曲面齿轮传动比为
(2-2)
式中，——双曲面齿轮传动比；、分别——主、从动齿轮平均分度圆半径。
螺旋锥齿轮传动比为
(2-3)
令，则。由于>，所以系数K>1，一般为1.25～1.50。
这说明：
1)当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动有更大的传动比。
2)当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮有较大的直径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。
3)当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮为小，因而有较大的离地间隙。
另外，双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动还具有如下优点：
1)在工作过程中，双曲面齿轮副不仅存在沿齿高方向的侧向滑动，而且还有沿齿长方向的纵向滑动。纵向滑动可改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。
2)由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的大于从动齿轮的，这样同时啮合的齿数较多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约30％。
3)双曲面齿轮传动的主动齿轮直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮为大，其结果使齿面的接触强度提高。
4)双曲面主动齿轮的变大，则不产生根切的最小齿数可减少，故可选用较少的齿数，有利于增加传动比。
5)双曲面齿轮传动的主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大，因而切削刃寿命较长。6)双曲面主动齿轮轴布置在从动齿轮中心上方，便于实现多轴驱动桥的贯通，增大传动轴的离地高度。布置在从动齿轮中心下方可降低万向传动轴的高度，有利于降低轿车车身高度，并可减小车身地板中部凸起通道的高度。
但是，双曲面齿轮传动也存在如下缺点：
1)沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传动效率约为96％，螺旋锥齿轮副的传动效率约为99％。
2)齿面间大的压力和摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力较低。3)双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。
4)双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油，螺旋锥齿轮传动用普通润滑 油即可。
由于双曲面齿轮具有一系列的优点，因而它比螺旋锥齿轮应用更广泛。
一般情况下，当要求传动比大于4.5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。这是因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双曲面从动齿轮直径比螺旋锥齿轮小。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对螺旋锥齿轮主动齿轮显得过大，占据了过多空间，这时可选用螺旋锥齿轮传动，因为后者具有较大的差速器可利用空间。对于中等传动比，两种齿轮传动均可采用。
单级主减速器由一对圆锥齿轮、，具有结构简单、质量小、低、使用简单等优点。但是其主传动比i0不能太大，一般i0≤7，进一步提高i0将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。
鉴于单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。双曲面齿轮优点突出，所以采用的是双曲面齿轮单级减速器。
2.2 主减速器主从动锥齿轮的支承方案选择主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，与齿轮的支承刚度密切相关。
2.2.1 主动锥齿轮的支承主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。
悬臂式支承结构(图2-3a)的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度倪和增加两支承间的距离b，以改善支承刚度，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的轴径比另一轴承的支承轴径大些。靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。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有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。
图2-3 主减速器锥齿轮的支承形式
a)主动锥齿轮悬臂式 b)主动锥齿轮跨置式 c)从动锥齿轮
悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。
跨置式支承结构(图2-3b)的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，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相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承座，从而使主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。另外，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。跨置式支承中的导向轴承都为圆柱滚子轴承，并且内外圈可以分离或根本不带内圈。它仅承受径向力，尺寸根据布置位置而定，是易损坏的一个轴承。
在需要传递较大转矩情况下，最好采用跨置式支承。本设计例题是主减速器传递转矩较小的货车，因此采用悬臂式支承结构。
2.2.2 从动锥齿轮的支承从动锥齿轮的支承(图2-3c)，其支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支承。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70％。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。在具有大的主传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承(图2-4)。辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证偏移量达到允许极限时能制止从动锥齿轮继续变形。主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如图2-5所示。
图2-4 从动锥齿轮辅助支承 图2-5 主、从动锥齿轮的许用偏移量
2.3 主减速器的基本参数选择和设计计算 2.3.1 主减速比的确定主减速比i0的大小，对主减速器的结构型式、轮廓尺寸及质量的大小影响很大。主减速比i0的选择，应在汽车总体设计时和传动系的总传动比(包括变速器、分动器和加力器、驱动桥等传动装置的传动比)一起，由汽车的整车动力计算来确定。正如传动系的总传动比及其变化范围( ／ )为设计传动系组成部分的重要依据一样，驱动桥的主减速比是主减速器的设计依据，是设计主减速器时的原始参数。
传动系的总传动比(其中包括，主减速比i0)，对汽车的动力性、燃料性有非常重大的影响，发动机的工作条件也和汽车传动系的传动比(包括主减速比)有关。可采用优化设计方法对发动机参数与传动系的传动比以及主减速比i0进行最优匹配。
对于具有很大功率的轿车、客车、长途 汽车，尤其是对竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率 的情况下，所选择的 值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速 。这时i0值应按下式来确定： 和
（2-4）
式中： ——车轮的滚动半径，m；
——最大功率时的发动机转速，r／min；
——汽车的最高车速，km／h；
——变速器最高挡传动比，通常为1。
对于其他汽车来说，为了用稍微降低最高车速 的办法来得到足够的功率储备，主减速比i0一般应选得比按式(6-1)求得的要大10％～25％，即按下式选择：
(2-5)
式中： ——变速器最高挡(直接挡或超速挡)传动比；
——分动器或加力器高挡传动比；
——轮边减速器传动比。
按式(2-4)或式(2-5)求得的i0值应与同类汽车的主减速比相比较，并考虑到主、从动主减速齿轮可能有的齿数，对i0值予以校正并最后确定下来。
2.3.2 主减速器齿轮计算载荷确定除了主减速比i0及驱动桥离地间隙外，另一项原始参数便是主减速器齿轮的计算载荷。由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性，因此要准确地算出主减速器齿轮的计算载荷是比较困难的。这里采用格里森齿制锥齿轮计算载荷的三种确定方法。
(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
(2-6)
式中，——计算转矩(N·m)；
——计算驱动桥数；
——主减速器传动比；
——变速器一挡传动比；
——分动器传动比；
——发动机到万向传动轴之间的传动效率；
——液力变矩器变矩系数， , ——最大变矩系数；
——发动机最大转矩（N·m）；
Kd——猛接离合器所产生的动载系数，液力自动变速器Kd=1，手动操纵的变速器高性能赛车Kd=3，性能系数fi=0的汽车Kd=1；fi>0的汽车Kd=2或由经验选定。其计算公式如下：
注： 与 选取参看下表
表2-1 n与if选取表
(2)按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩
(2-7)
式中，——计算转矩(N·m)；
——满载状态下一个驱动桥上的静载荷（N）；
——汽车最大加速度时的后轴负载荷转移系数，乘用车： 1.2～1.4，商用车：1.1～1.2；
——轮胎与路面间的附着系数，在安装一般轮胎的汽车在良好的混凝土或沥青路上，取0.85，对于安装防侧滑轮胎的乘用车可取1.25，对于越野车一般取1.0；
——主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比；
——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从动锥齿轮的计算转矩Tcf
(2-8)
式中，Tcf——计算转矩(N·m)；
Ga——汽车满载总重量；
fR——道路滚动阻力系数，对于轿车可取0.010~0.015；对于货车可取0.015~0.020；对于越野车可取0.020～0.035
fH——平均爬坡能力系数，对于轿车可取0.08；对于货车和公共汽车可取0.05~0.09；长途公共汽车可取0.06～0.10对于越野车可取0.09～0.30
fi——汽车性能系数，取值同前。其它参数同前。
用式(6-3)和式(6-4)求得的计算转矩是从动锥齿轮的最大转矩，不同于用式(6-5)求得的日常行驶平均转矩。当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩取前面两种的较小值，即；当计算锥齿轮的疲劳寿命时，取Tcf。
主动锥齿轮的计算转矩为
(2-9)
式中，——主动锥齿轮的计算转矩(N·m)；
——主传动比；
——主、从动锥齿轮间的传动效率。计算时，对于弧齿锥齿轮副，取95％；对于双曲面齿轮副，当>6时，取85％，当≤6时，取90％。
结合本设计，按照式（2-6）计算Tce：
n=1，i0=2.95，i1 =4，没有分动器则if = 1，η = 0.9，k =1，Temax=285 N·m，性能系数fi=0则Kd=1，代入式（2-6）得：
Tce=1513.35 N·m
按式（2-7）计算驱动轮打滑转矩确定的从动锥齿轮计算转矩Tcs：
Tcs=4781.3 N·m
当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩Tc=min[Tce ,Tcs]=9726.5 N·m
按式（2-8）计算按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf：
各参数取值表
则代入式（2-8）可得：Tcf=723.885 N·m
2.3.3 主减速器锥齿轮基本参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数z1和z2、从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数主、从动锥齿轮齿面宽和、双曲面齿轮副的偏移距E、中点螺旋角、法向压力角等。
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：
（1）为了磨合均匀，z1、z2之间应避免有公约数。
（2）为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不少于40。
（3）为了啮合平稳、，噪声小和具有高的疲劳强度，对于轿车，z1一般不少于9；对于货车，z1一般不少于6。
（4）当主传动比较大时，尽量使取得少些，以便得到满意的离地间隙。当i0≥6时，z1可取最小值并等于5，但为了啮合平稳并提高疲劳强度常大于5；当i0较小时（3.5～5），z1可取7～12。
（5）对 于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配。
表2-2 载货汽车驱动桥主减速器主动锥齿轮齿数
参照详见参考文献［1］，选择从动锥齿轮齿数。
根据本设计例题传动比，查表2-2可以选择主动锥齿轮齿数为z1 =14，查表6-3可以选择从动锥齿轮齿数为z2 =43，重新计算传动比i0=3.07，可以反算出计算转矩Tc=min[Tce ,Tcs]=1574.91 N·m。
2）从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms的选择。
对于单级主减速器，D2对驱动桥壳尺寸有影响，D2大将影响桥壳离地间隙；D2小则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
(2-10)
式中，D2——从动锥齿轮大端分度圆直径(mm)；
KD2——直径系数，一般为13.0～16.0；
——从动锥齿轮的计算转矩(N·m)，。
ms由下式计算
(2-11)
式中，ms——齿轮端面模数。
同时，ms还应满足
(2-12)
式中，——模数系数，取0.3～0.4。最后取(6-8) 、(6-9)计算结果的较小值。
也可以根据主动锥齿轮的计算转矩计算主动锥齿轮大端模数：
(2-13)
根据本设计例题各参数，直径系数KD2可取为15.0，从动锥齿轮的计算转矩计算转矩Tc=min[Tce ,Tcs]=1574.91 N·m，则D2=175mm，根据式（2-11）从动锥齿轮端面模数ms=4mm，通过式（2-12）进行验算取较小值并取整为ms≈4mm。同理可得主动锥齿轮：mz=4.5mm，则主动锥齿轮大端分度圆直径D1= mz×z1=63mm。
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宽过窄及刀尖圆角过小。这样，不但减小了齿根圆角半径，加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。此外，在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的减小。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。
从动锥齿轮齿面宽推荐b2不大于其节锥距A2的0.3倍，即b2≤0.3A2，但b2应满足b2≤10ms，一般也推荐b2=0.155D2。对于螺旋锥齿轮，b1一般比b2大10％。
则根据本设计例题各参数，按照齿轮的计算载荷来计算并圆整得：b2=27 mm，b1=30 mm。
4）双曲面齿轮副偏移距E及偏移方向选择
E值过大将使齿面纵向滑动过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤；E值过小，则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。一般对于轿车和轻型货车E≤0.2D2且E≤40％A2；对于中、重型货车、越野车和大客车，E≤(0.10～0.12) D2。另外，主传动比越大，则E也应越大，但应保证齿轮不发生根切。
双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种。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；在从动齿轮中心线下方，则为下偏移。如果主动齿轮处于左侧，则情况相反。图6-8a、b为主动齿轮轴线下偏移情况，图6-8c、d为主动齿轮轴线上偏移情况。
则根据本设计例题各参数，E≤0.2D2=32mm且E≤40％A2=29.5mm，考虑到载货汽车，尽量取小值，可取为E=0.15D2=30mm，由于采用双曲面齿轮，因此选择主动锥齿轮下偏移，左旋，从动锥齿轮右旋。
图2-6 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β
螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端的螺旋角最小。
弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，双曲面齿轮副的中点螺旋角是不相等的，而且β1>β2, β1与β2之差称为偏移角ε。
选择β时，应考虑它对齿面重合度εF、轮齿强度和轴向力大小的影响。β越大，则εF也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高。一般εF应不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好。但是β过大，齿轮上所受的轴向力也会过大。
汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为35°～40°。轿车选择较大的β值以保证较大的εF，使运转平稳，噪声低；货车选用较小β值以防止轴向力过大，通常取35°。
也可以根据“格里森”制推荐预选主从动锥齿轮螺旋角名义值公式进行预选：
(2-14)
螺旋角名义值还需要按照选用的标准刀号进行反算螺旋角，最终得到的螺旋角名义值 与β1之差不超过5°，详见参考文献［1］。
(2-15)
其中ε——双曲面齿轮传动偏移角的近似值
(2-16)
平均螺旋角
(2-17)
双曲面齿轮中点螺旋角具体选取结果，必须经过繁琐计算才能确定，详见后面计算程序计算结果。
6）螺旋方向
从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上 半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。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轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，导致轮齿卡死而损坏。
左旋齿轮使用左手法则判断轴向力方向，拇指指向轴向力方向，其余四指握起方向就是齿轮旋转方向；右旋齿轮使用右手法则判断轴向力方向，拇指指向轴向力方向，其余四指握起方向就是齿轮旋转方向。
因此，当发动机旋转方向为逆时针时，采用主动锥齿轮左旋，使轴向力离开锥顶方向。
7）法向压力角α
法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数。但对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，对于轻负荷工作的齿轮一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。对于弧齿锥齿轮，轿车：α一般选用14°30′或16°；货车：α为20°；重型货车：α为22°30′。对于双曲面齿轮，大齿轮轮齿两侧压力角是相同的，但小齿轮轮齿两侧的压力角是不等的，选取平均压力角时，轿车为19°或20°，货车为20°或22°30′。
结合本例，由于是SUV轿车，因此从动锥齿轮取α=19°，主动锥齿轮选取平均压力角α=20°。
2.3.4 主减速器主动锥齿轮几何尺寸的计算步骤详见参考文献[1]。
表2-4 当z1<21、z2/z1>2时双曲面大齿轮顶高系数表
表2-5 双曲面齿轮传动的齿侧间隙B
为提高计算效率，编写VB成程序进行计算!（程序代码详见光盘）
结合本例，可以计算出如下结果：
小齿轮节锥角(度)： 20.8650266822217
大齿轮节锥角(度)： 68.7296049761429
小齿轮中点螺旋角(度)： 42.7626669216693
大齿轮中点螺旋角(度)： 30.2002039246829
大齿轮节锥定点到小齿轮轴线的距离(mm)： .5285959
大齿轮节锥距(mm)： 93.89633
大齿轮齿顶角(分)： 39.457578176692 （双重收缩齿）
大齿轮齿根角(分)： 192.645822862673 （双重收缩齿）
大齿轮齿顶高(mm)： 1.17892384756845
大齿轮齿根高(mm)： 6.7091181673089
径向间隙(mm)：0.9535749
大齿轮齿全高(mm)： 7.88804201487735
大齿轮齿工作高(mm)： 6.93446706620405
大齿轮的面锥角(度)： 69.3872312790877
大齿轮的根锥角(度)： 65.518841261765
大齿轮外圆直径(mm)： 175.855355873444
大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离(mm)： 32.4355352494945
大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离(mm)： .636749207844274
大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离(mm)：-1.06471851719094
小齿轮的面锥角(度)： 23.9607589134499
小齿轮面锥顶点之大齿轮轴线的距离(mm)： 3.59045011672397
小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离(mm)： 84.9720197752827
小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线的距离(mm)： 58.1775371802936
小齿轮的外圆直径(mm)： 78.7157907503169
小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离(mm)：-.845742541368624
小齿轮的根锥角(度)： 20.1593210754445
2.3.5 “格里森”制主减速器锥齿轮强度计算在选好主减速器锥齿轮主要参数后，可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。
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。下面所介绍的强度验算是近似的，在实际设计中还要依据台架和道路试验及实际使用情况等来。
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单位齿长圆周力来估算
(2-18)
式中，p——轮齿上单位齿长圆周力；
F——作用在轮齿上的圆周力；
——从动齿轮齿面宽。
按发动机最大转矩计算时
(2-19)
式中，——变速器传动比；
D1——主动锥齿轮中点分度圆直径(mm)；其它符号同前。
按驱动轮打滑转矩计算时
(2-20)
式中符号同前。
许用的单位齿长圆周力[p]见表2-6。在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，[p]有时高出表中数值的20％～25％。
表2-6 单位齿长圆周力许用值[p]
按发动机最大转矩计算时，
p=2×285×4×103/（63×27）=1340 N/mm <[p]，满足设计要求。
按最大附着力矩计算时，
p=2×9726.5×0.36865×103×1/(175×27)=1517.7 N/mm<[p]
2）轮 齿弯曲强度
锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为
(2-21)
式中，σw——锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力(MPa)；
Tc——所计算齿轮的计算转矩(N·m)，对于从动齿轮，Tc=和，对于主动齿轮，Tc还要按式(2-9)换算；
——过载系数，一般取1；
——尺寸系数，它反映了性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当≥1.6mm时，=(／25.4)。
——齿面载荷分配系数，跨置式结构：=1.0～1.1，悬臂式结构：=1.10～1.25；
——质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，=1.0；
b——所计算的齿轮齿面宽(mm)；
D——所讨论齿轮大端分度圆直径(mm)；
——所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数。
上述按计算的最大弯曲应力不超过700MPa；按计算的疲劳弯曲应力不应超过210MPa，破坏的循环次数——次。
结合本例题，因为从动齿轮受力大，所以应该计算从动齿轮轮齿弯曲强度：
（1）按计算的最大弯曲应力：
其中，Tc=1574.91 N·m，ks=0.63，悬臂式支承结构km取1.10，Jw=0.25，其他参数取值同前。
则σw =2×1574.91×0.63×1.10×103/（4×30×175×0.238）=436.7 Mpa<[σw]，此计算结果满足要求。
（2）按Tcf计算的疲劳接触应力：
其中Tcf=723.885 N·m，ks=0.63，悬臂式支承结构km取1.10，Jw=0.135，其他参数取值同前计算：
则σw =2×723.885×0.63×1.10×103/（4×30×175×0.135）=353.8993Mpa<[σw]，此计算结果也满足要求。
3） 轮齿接触强度
锥齿轮轮齿的齿面接触应力为
(2-22)
式中，——锥齿轮轮齿的齿面接触应力(MPa)；
——主动锥齿轮大端分度圆直径(mm)；
b取和的较小值(mm)；
——尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取1.0；
——齿面品质系数，它取决于齿面的表面粗糙度及表面覆盖层的性质(如镀铜、磷化处理等)，对于制造精确的齿轮，取1.0；
——综合弹性系数，针对钢齿轮，取232.6N／mm；
JJ——齿面接触强度的综合系数，取法见参考文献[1]；
上述按计算的最大接触应力不应超过2800MPa，按计算的疲劳接触应力不应超过1750MPa。主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的，破坏的循环次数——次。
结合本设计，计算主动齿轮轮齿接触强度。
（1）按计算的最大接触应力：
其中，Tz=547.7 N·m，悬臂式支承结构km取1.10，JJ=0.135，其他参数取值同前。
得σJ 小于许用应力，此计算结果满足要求。
（2）按Tcf计算的疲劳接触应力：
其中，Tz=270 N·m，悬臂式支承结构km取1.10，JJ=0.135，其他参数取值同前。
得σJ小于许用应力，此计算结果也满足要求
2.3.6锥齿轮的材料选择汽车驱动桥锥齿轮的工作条件非常恶劣，与传动系其它齿轮相比较，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。其损坏形式主要有轮齿根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。它是传动系中的薄弱环节。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）轮齿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。
3）锻造性能、切削加工性能及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。
4）选择合金材料时，尽量少用含镍、铬元素的材料（我国矿藏量少），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目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20Mn2TiB、20CrMnMo、22CrNiMo和l6SiMn2WMoV等。
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，故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，如果渗透层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层剥落。经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到58~64HRC，而心部硬度较低，当端面模数m＞8时为29~45HRC，当端面模数m≤8时为32~45HRC。对渗碳层有如下规定：
当端面模数m≤5时，厚度为0.9~1.3mm
m=5~8时，厚度为1.0~1.4mm
m＞8时，厚度为1.2~1.6mm
为改善新齿轮的磨合，防止其在运行初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理及精加工后，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。渗硫后摩擦因数可显著降低，即使润滑条件较差，也能防止齿面擦伤、咬死和胶合。
3 对称锥齿轮式差速器设计 3.1 差速器齿轮主要参数选择
1）行星齿轮数
行星齿轮数n需根据承载情况来选择。本设计中取：=4。
2）行星齿轮球面半径的 的确定
行星齿轮球面半径反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力，可根据经验公式来确定
(3-1)
式中，为行星齿轮球面半径系数，=2.5；为差速器计算 转矩(N·m)，；为球面半径(mm)。
差速器行星齿轮球面半径 确定以后，可初步根据下式确定节锥距：
=(0.98～0.99) (3-2)
3）行星齿轮和半轴齿轮齿数的选择
通常我们取较大的模数使轮齿具有较高的强度，但尺寸会增大，于是又要求行星齿轮的齿数应取少些，但一般不少于10。半轴齿轮齿数在14～25选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1.5～2.0的范围内。
为使两个或四个行星齿轮能同时与两个半轴齿轮啮合，两半轴齿轮齿数和必须能被行星齿轮数整除，否则差速齿轮不能装配。
4）行星齿轮和半轴齿轮节锥角、及模数
行星齿轮和半轴齿轮节锥角、分别为
（3-3）
锥齿轮大端端面模数为
(3-4)
5）压力角α
汽车差速齿轮一般采用压力角为22°30′、齿高系数为0.8的齿形。某些重型货车和矿用车采用25°压力角，以提高齿轮强度。
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。
行星齿轮轴直径d为
(3-5)
式中，T0——差速器壳传递的转矩(N·m)，也就是从动锥齿轮计算转矩，可取T0=Td=min[Tce,Tcs]进行计算。
n——行星齿轮数；
rd——行星齿轮支承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，而半轴齿轮齿宽中点处平均直径约为0.8d2，即rd≈0.4 d2；
[σc]——支承面许用挤压应力，取98Mpa。
行星齿轮在轴上的支承长度L为
(3-6)
3.2 差速器齿轮的几何尺寸计算步骤详见参考文献[1]。
3.3 差速器齿轮强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合传动状态，只有当汽车转弯或左、右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此，对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度计算。轮齿弯曲应力(MPa)为
（3-7）
式中，——行星齿轮数；
——综合系数；
、分别为半轴齿轮齿宽及其大端分度圆直径(mm)；
——半轴齿轮计算转矩(N·m)， ；
、、按主减速器齿轮强度计算的有关数值选取。
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制造，目前用于制造差速器锥齿轮的为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用
结合本例题，进行设计计算：
1）主要参数选择计算
（1）由于是货车差速器，行星齿轮数n选择4个。
（2）行星齿轮球面半径Rb和节锥距A0的确定：Rb=28.565圆整为29，A0=28。
（3）确定行星齿轮和半轴齿轮齿数
微型货车轮齿强度要求不太高，可以选取行星齿轮齿数z1=12，半轴齿轮齿数z2初选为20，两个半轴齿轮齿数和为32，能被行星齿轮数4整除，所以能够保证装配，满足设计要求。
（4）行星齿轮和半轴齿轮节锥角γ1、γ2及锥齿轮大端端面模数m
由式（3-3）计算可得：γ1=31°，γ1=59°
锥齿轮大端端面模数按照式（3-4）计算得：m=2.5mm。
行星齿轮分度圆直径d1=mz1=30mm；半轴齿轮分度圆直径d2=mz2=50mm。
（5）压力角α采用推荐值22°30′，齿高系数为0.8。
（6）行星齿轮轴直径d及支承长度L
按照式（3-6）代入数据计算得：d= 13.7 mm
则行星齿轮在轴上的支承长度L=15mm。
2）差速器齿轮的几何尺寸计算
可以编写程序进行计算（程序代码详光盘），计算结果如下：
结合本例，输入z1=12; z2=20;m=4.0; 切向修正系数τ=-0.051;齿侧间隙B=0.102;可得：
齿工作高hg=6.400 mm
齿全高h=7.203 mm
压力角α=22.5°
节圆直径d1=48.000 mm,d2=80.000 mm
节锥角γ1=32°, γ2=58°
节锥距A0=46.648mm
齿面宽b=11.321 mm
齿顶高h1′=4.102mm，h2′=2.298mm
齿根高h1′′=3.050mm，h2′′=4.854mm
径向间隙c=0.803mm
齿根角δ1= 3.686°， δ2= 5.996°
面锥角γ01=36.959°， γ02=62.762°
根锥角γR1=27.278°， γR1=53.041°
外圆直径d01=55.112mm，d02=82.318mm
节锥顶点至齿轮外缘距离χ01=35.338mm，χ02=20.890mm
3）差速器齿轮强度计算
n=4，J选取0.257，半轴齿轮齿面宽b2=11.3mm，半轴大端分度圆直径d2前面计算得到64mm，质量系数kv取1.0，由于模数m为4.0，大于1.6mm，因此尺寸系数ks计算得0.629，齿面载荷分配系数km取1.0，半轴齿轮计算转矩T=0.6T0，T0可按照两种形式计算：
a) 当时， [σw]=980MPa；则σw=755.5MPa<[σw]满足设计要求。
b) 当T0=Tcf时，[σw] =210MPa；则σw=227MPa>[σw]，超过设计要求8.1%，在采用较好的制造工艺和强度较大的材料后，基本能够满足设计要求。如不满足设计要求，则需要重新选取部分参数重新计算，例如行星齿轮球面半径系数可取较大值，计算较大的球面半径，从而预选出较大的节锥距，算出较大的模数，再通过程序计算出准确的节锥距及其它参数，详细过程略。
4 半轴设计计算 4.1 机构形式分析
半轴根据其车轮端的支承方式不同，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承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。半浮式半轴有结构简单，质量小，尺寸紧凑，造价低廉的优点，但所受载荷复杂且较大，因此多用于质量较小，使用条件较好，承载负荷也不大的轿车和微型、轻型货车或客车上。
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，直接支承着车轮轮毂，而半轴则以其端部凸缘与轮毂用螺钉联接。该形式半轴受载情况与半浮式相似，只是载荷有所减轻，一般仅用在轿车和轻型货车上。
全浮式半轴理论上只承受传动系的转矩而不承受弯矩，但实际上由于加工零件的精度和装配精度影响以及桥壳、轴承支承刚度不足等原因，仍可能使全浮式半轴承受一定弯矩。此种结构广泛用于轻型以上各种载货汽车、越野汽车和客车。
4.2 半轴计算半轴的主要尺寸是它的直径，在设计时首先根据对使用条件和载荷情况相同或相近的同类汽车同形式半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径，然后对他进行强度核算。
计算时应该首先合理的确定在用在半轴上的载荷，应考虑到以下三种可能的载荷工况：
（1）纵向力Fx2（驱动力或制动力）最大时，最大值为Fz2φ，附着系数φ在计算时取0.8，侧向力Fy2=0。
（2）侧向力Fy2最大时，其最大值为Fz2φ1（汽车侧滑时），侧滑时轮胎与地面的侧向力系数φ1在计算时取1.0，没有纵向力作用。
（3）汽车通过不平路面，垂向力Fz2最大，纵向力Fx2和侧向力Fy2都为0。
由于车轮受纵向力和侧向力的大小受车轮与地面最大附着力限制，所以两个方向力的最大值不会同时出现。
（1）半轴计算转矩Tφ及杆部直径
全浮式半轴只承受转矩，全浮式半轴的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。即
(4-1)
式中，ξ——差速器转矩分配系数，对于圆锥行星齿轮差速器可取0.6；
[Tce,Tcs]——按发动机最大转矩和最低挡传动比以及按驱动轮打滑转矩计算较小值确定的主减速器从动锥齿轮计算转矩，单位为N·m，已经考虑到传动系中的最小传动比构成。
对半轴进行结构设计时，应注意如下几点：
杆部直径可按照下式进行初选。
(4-2)
式中，[τ]——许用半轴扭转切应力，MPa；
d——半轴杆部直径，mm。
半轴杆部直径计算结果应根据结构设计向上进行圆整。半轴的杆部直径应小于或等于半轴花键的底径，以便使半轴各部分达到基本等强度。半轴的破坏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圆角半径，尤其是凸缘与杆部、花键与杆部的过渡部分，以减小应力集中。对于杆部较粗且外端凸缘也较大时，可采用两端用花键连接的结构。半轴杆部的强度储备应低于驱动桥其它传力零件的强度储备，使半轴起一个“熔丝”的作用。
根据初选的 ，按应力公式进行强度校核。
（2）全浮式半轴强度校核计算
半轴的扭转切应力为
(4-3)
式中，——半轴扭转切应力，MPa；
d——半轴直径，mm。
半轴的扭转角为
(4-4)
式中，——扭转角；
——半轴长度；
G——剪切弹性模量，查相关手册；
——半轴断面极惯性矩，。
半轴的扭转切应力考虑到安全系数在1.3~1.6范围，宜为490～588MPa，单位长度转角不应大于8°/m。
4.3 半轴花键计算半轴和半轴齿轮一般采用渐开线花键连接，对花键应进行挤压应力和键齿切应力验算。挤压应力不大于200MPa，切应力不大于73MPa。
1）半轴花键的剪切应力
=43.7 （4-5）
式中： Tφ——半轴计算转矩，N·m
D——半轴花键外径，mm
d——与之相配的花键孔内径，mm
z——花键齿数
LP——花键工作长度，mm
b——花键齿宽，mm
φ——载荷分配不均匀系数，计算时可取0.75
2）半轴花键的挤压应力
=31.26 （4-6）
式中参数意义同上。
5 驱动桥壳设计
驱动桥壳设计设计原则：在保证桥壳有足够的强度和刚度的条件下，应尽量减少桥壳的质量，其机构简单，制造方便，便于维修人员对其内部件的拆装，维护和保养，其次，还应该考虑到具体汽车的型号，使用的条件选择合理的材料，以减小。
桥壳的结构形式分为三种：可分式桥壳、整体式桥壳和组合式桥壳。综合考虑选择整体式桥壳。
整体式桥壳的特点。
如图5-1所示，整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一个整体的空心梁，其强度和刚度都比较好。这种结构的另一特点是桥壳与主减速器壳分作两体。主减速器齿轮及差速器总成均装在与桥壳分开的独立壳体——主减速器壳内，构成一个单独的总成——主减速器与差速器总成，调整好后再由桥壳中部前面装入桥壳内，并与桥壳用螺栓紧固在一起。这种结构对主减速器和差速器的拆装、调整、维修、保养等都十分方便，更不必把整个驱动桥壳从车上拆下来，这是整体式桥壳另一个很大的优点。
图5-1钢板冲压焊接整体式桥壳总称
1-锁紧螺母；2-止动垫圈；3-调整螺母；4-止动销；5-半轴套管衬套；6， 7，8-螺栓弹簧垫圈、螺母；9-桥壳；10-钢板弹簧座；11-通气塞；12-减振器下支架；13-挡油片；14-放油螺塞；15-双头螺栓；16-弹簧垫圈；17-螺母
整体式桥壳按其制造工艺的不同又可分为铸造整体式、钢板冲压焊接式和钢管扩张成形式三种。今年来，由于钢板冲压焊接整体式桥壳具有制造工艺简单、利用率高、废品率低、生产效率高以及制造低同时又具备较高的强度和较小的质量等特点，轿车，轻型、中型载货汽车广泛采用了，而且有部分较大吨位的汽车业广泛采用。
6 三维造型设计
制作方法简述：
设置参数，列好关系。基本参数：模数M=2.5，齿数Z=20，齿宽W=11.5，压力角A=22°30′，齿顶高系数为0.8，齿底隙系数为0.2，变位系数为0
其中，A为压力角
DX系列为另一套节圆，基圆，齿顶圆，齿根圆的代号
各关系如下：
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为大端分度圆直径。（圆锥直齿轮的基本几何尺寸按大端计算）
DX<D DXB<DB DXA<DA DXF<DF
2.插入-----混合------伸出项。
以FRONT为草绘平面，建成以大端DA作第一个圆，小端DXA作第二个圆，深度为W的混合实体。
3.草绘
在大端DF的圆面上绘制DA，D圆。
4.草绘
在小端DXF圆面上绘制DXA，DX圆。如图：
5.创建第一个渐开线曲线。
在小端DXF的圆面上，通过输入方程，创建渐开线曲线。其选择的坐标系为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
选择‘ 文件--------保存---------关闭’，确定，即可创建第一个渐开线曲线。如图：
6.创建基准点。
选择渐开线曲线和直径为DX的节圆，即可创建基准点PINT0。
7.创建基准轴
点击基准轴命令，选择混合实体，即可创建基准轴。
8.创建平面。
选择基准轴和基准点PINT0，即可创建平面DIM1。
9.创建平面。
选择平面DIM1和基准轴，以90/Z为旋转角度旋转，即可创建平面DIM2。
但DIM2的创建，必定要保证渐开线曲线能镜像成齿轮的轮齿的大体形状；否则，要改变DIM2的旋转方向。
10.镜像
将渐开线曲线以平面DIM2为镜像平面镜像。如图：
11.创建坐标系。
以PRT_CSYS_DEF为参照，以W为距离创建坐标系CS1。如图：
12.创建第二个渐开线曲线
在大端DF的圆面上，通过输入方程，创建渐开线曲线。其选择的坐标系为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
这里将DXB换成了DB。其结果如下：
13.创建基准点。
选择第二个渐开线曲线和直径为D的节圆，即可创建基准点PIN1。
14.创建平面
选择基准点PIN1和基准轴，即可创建DIM3。
15.创建平面
选择平面DIM3和基准轴，以90/Z为旋转角度旋转，创建平面DIM4。
但DIM4的创建，必定要保证渐开线曲线能镜像成齿轮的轮齿的大体形状；否则，要改变DIM4的旋转方向。
16.镜像.
选择渐开线曲线，以平面DIM4为镜像平面镜像.如图：
17.插入---------混合----------切口
草绘截面，混合成具有齿轮齿槽形状的实体。主要使用“抓取”，“延伸”，“修剪”命令来获取齿槽形状。如图：
输入深度W后，生成齿槽实体。如图：
20.阵列。
以基准轴进行阵列，个数为20，角度为360/20。即可。如图：
致 谢
四年的大学生活，已经在不经意间偷偷的从手指间溜走，然而感觉最深刻的还是最后的毕业设计，在这个学期我们认识了新的老师，接到了真正的研究题目，开始了自己的设计！
在我的设计过程中，个人做了充分的、分析，参考了很多方面的书籍，还去过申沃客车有限公司进行了实地参观学习，在邹老师详细的讲解下我们对自己的设计题目有了更加深刻的理解，让我们明确了了设计思路同时也提出了较为具体的宝贵建议，然而由于自己的能力有限，存在一些客观因素造成一定的影响，加上个人学识水平有限，论文必然存在不少不足之处，恳请各位老师并提出批评意见。
在论文的开始设计和完成过程中，自己特别想感谢的是邹老师，邹老师是一位治学严谨的老师，从身上投射出一种优秀人民教师的形象，邹老师不厌其烦的一遍遍给我们讲解不懂之处，详细认真的批阅我们的设计作业，从而使我的设计更加完整。在此向尊敬的邹老师也是我们的好朋友致以最衷心的感谢！
同时也感谢我的同学特别是我们的论文小组成员，在论文搜集材料方面给我大力支持和帮助，集中体现了我们的团队合作精神，在此也向他们表示感谢。
在这里，还要感谢大学里的以前的所有老师，是他们给了我这个多彩的大学生活。祝各位老师工作顺利，家庭幸福！
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