程式，才能解出全部未知量。计算过程复杂，这里略过，只给出结果。作出弯矩图图轴受力简图二挡接合时与挡的方法类似。轴传递转矩变速器从动齿轮受到的力与主动齿轮的值相同，方向相反，，主减速器齿轮受力分析齿轮在轴上的安装尺寸,解出全部轴承支反力，结果如下作出弯矩图图挡时弯矩图三挡接合时轴传递转矩变速器从动齿轮受到的力与主动齿轮的值相同，方向相反，，主减速器齿轮受力分析齿轮在轴上的安装尺寸,解出全部轴承支反力，结果如下作出弯矩图图二挡时弯矩图四挡接合时轴传递转矩变速器从动齿轮受到的力与主动齿轮的值相同，方向相反，，主减速器齿轮受力分析齿轮在轴上的安装尺寸,解出全部轴承支反力，结果如下作出弯矩图图三挡时弯矩图五挡接合时轴传递转矩变速器从动齿轮受到的力与主动齿轮的值相同，方向相反，，主减速器齿轮受力分析齿轮在轴上的安装尺寸,解出全部轴承支反力，结果如下作出弯矩图图四挡时弯矩图倒挡接合时轴传递转矩变速器从动齿轮受到的力与主动齿轮的值相同，方向相反，，负号表示与图方向相反主减速器齿轮受力分析齿轮在轴上的安装尺寸,解出全部轴承支反力，结果如下作出弯矩图图五挡时弯矩图综合各挡位的弯矩图，危险截面有减速器齿轮中心面左侧，最大弯矩发生在挡接合时第二个危险截面为中间轴承支承中心面，最大弯矩亦发生在挡接合时，。校核如下第个截面第二个截面轴材料采用，其强度极限最高，低挡工作时，许用应力可达。刚度校核过程鉴于篇幅原因，略过不写，校核结果通过。轴承选用与校核前端轴承选用的是圆柱滚子轴承，若三个轴承都是有严格轴向间隙调整的轴承，则会使轴卡死，或使个轴承失效。中间轴承为了提高承载能力，且要照顾到高速性能，选用了圆锥滚子轴承。末端轴径比前两者都大，相应地承载能力有所提高，因此选择角接触球轴承。圆柱滚子轴承代号。其所受载荷即为此处轴的支反力，也即轴承径向载荷，由下式计算图倒挡时弯矩图同输入轴轴承样，轴承的当量总动载荷通过下式计算列表计算如下表圆柱滚子轴承计算表挡挡挡挡挡当量总动载荷查得轴承的额定动载荷为，计算其寿命为万几乎可用两个大修期。中间轴承与末端轴承中间轴承代号，额定动载荷，额定静载荷末端轴承代号，额定动载荷，额定静载荷。通过试算，列出轴承的计算数据表圆锥滚子轴承计算表挡挡挡挡挡当量总动载荷表角接触球轴承计算表挡挡挡挡挡当量总动载荷两个轴承的轴向力是通过轴受到的齿轮轴向力与轴承各自的派生轴向力，判断出是放松或压紧后再确定的。圆锥滚子轴承放松，角接触球轴承压紧。计算寿命万可以用两个大修期。万差万公里达大修，考虑中修时换轴承。对于倒挡时，由于使用的时间占得少，略过不详算了。其它结构设计主减速器从动齿轮直径较大，宜把齿圈与腹板分开制造，这样对差速器壳体也方便制造。主动齿轮需在侧削出凸环，以与圆柱滚子轴承紧密相触，传递轴向力。主动齿轮与轴采用平键连接，平键形式型，尺寸，键长。差速器设计形式与基本参数设计结构形式选择汽车上广泛采用对称锥齿轮式差速器，它具有结构简单质量较小等优点。它又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等。而普通锥齿轮式差速器由于结构简单工作平稳可靠，直广泛用于般使用条件下的汽车驱动桥。对于本文所设计的小轿车，使用道路条件良好，故采用普通锥齿轮式差速器。基本参数设计选择普通锥齿轮差速器的锁紧系数般为，两半轴的转矩比，左右半轴的转矩差别不大，可认为分配给两半轴的转矩大致相等，这样的分配比例对于在良好路面上行驶的汽车来说是合适的。差速器齿轮主要参数选择行星齿轮数取为。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，根据经验公式确定式中，为行星齿轮球面半径系数，，对于有四个行星齿轮的乘用车和商用车取小值，本设计中取为。为差速器计算转矩，根据主减速器设计部分，。于是算得。行星齿轮节锥距为，取整。行星齿轮和半轴齿轮齿数为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少，但般不应少于。半轴齿轮的齿数采用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在的范围内。本设计中取行星齿轮齿数，半轴齿轮齿数，满足了两半轴齿轮的齿数之和能被行星齿轮的数目所整除的条件行星齿轮和半轴齿轮节锥角及模数锥齿轮大端面的端面模数根据，取大端面模数为标准值。模数经过试算后强度不足。汽车差速齿轮大都采用压力角为，齿高系数为。行星齿轮轴直径为差速器壳传递的转矩支承面允许挤压应力，取行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，约为半轴齿轮齿宽中点处平均直径半算得为。代入式，得综合齿轮数据列于表表差速器锥齿轮参数行星齿轮半轴齿轮齿数模数齿面宽齿顶高齿根高齿工作高齿全高压力角轴交角节圆直径外圆直径节锥角节锥距强度校核差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，而对于疲劳寿命则不予考虑，这是因为行星齿轮在差速器的工作中经常只起等臂推力杆的作用，只有左右驱动车轮有转速差时行星齿轮和半轴齿轮之间才有相对滚动。汽车差速器齿轮的弯曲应力为差速器个行星齿轮给予个半轴齿轮的转矩其计算式为超载系数，取尺寸系数，当时，载荷分配系数，当个齿轮悬臂伸出支承时，取质量系数，轮齿接触良好周节及径向跳动精度高时，可取计算齿轮的齿面宽计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，参考文献图，对半轴齿轮，。把参数代入式，得弯曲应力小于，通过校核。其它结构设计四个行星齿轮浮套在十字轴轴颈上，十字轴的轴颈嵌在差速器壳两半端面上相应的凹槽所形成的孔内。半轴齿轮的轴颈分别支承在差速器壳相应的左右座孔中，借花键与半轴相连。十字轴轴径前面算得为，行星齿轮安装孔与行星齿轮轴名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度。通常取行星齿轮的背面和差速器壳相应位置的内表面做成球面，保证行星齿轮对正中心，该球面半径根据上面的结果上调到。粗略估算差速器腔体所需空间，大致为参考大多数差速器壳体，厚度取为。差速器左壳与主减速器从动齿轮相连。在壳体上开有窗口，供润滑油进出。为保证行星齿轮和十字轴轴颈之间有良好的润滑，在轴颈上铣出平面。轴承用圆锥滚子轴承。图差速齿轮安装尺寸驱动桥半轴设计半轴总体结构前驱动桥因为要转向，所以采用断开式驱动桥。作为转向驱动桥，有般驱动桥同样有的主减速器差速器和半轴，也有般转向桥所具有的转向节和主销等。不同之处是，由于转向的需要，半轴被分成内外两段，即为双铰节式结构，每边各有两个万向节，个靠近差速器端，个靠近主销处。这样使得左右半轴相对主减速器可以上下摆动。这种带有摆动式半轴的驱动桥必须配合独立悬架，转向节与悬架的减振元件相连，从车轮传来的驱动力制动力和车身的重力通过转向节和悬架直接传给车架，对于半轴本身，其只承受传递的转矩。轿车的转向驱动桥通常是没有桥壳的，半轴直接裸露在外，仅在万向节处套上个防尘套。万向节宜采用等速万向节，保证运转平稳。万向节设计靠近转向节处的万向节多采用球笼式万向节，选取型。靠近差速器端万向节采用伸缩型球笼万向节，这样还省略了半轴滑动花键。两个万向节的型式类似，原理相同，则主要尺寸可取得致。球笼式万向节的失效形式主要是钢球与接触滚道表面的疲劳点蚀。在特殊情况下，因热处理不妥润滑不良或温度过高等，也会造成磨损而损坏。由于星形套滚道接触点的纵向曲率半径小于外半轴滚道的纵向曲率半径，所以前者上的接触椭圆比后者上的要小，即前者的接触应力大于后者。因此，应控制钢球与星形套滚道表面的接触应力，并以此来确定万向节的承载图前驱动桥半轴结构能力。型万向节的设计与星形套连接的轴的直径作为万向节的名义尺寸，按下式计算计算转矩，取,中较小值使用因素有轻微振动的取初定代入式得，由此尺寸查文献表，得出数据表万向节主要尺寸与星形套连接的轴颈直径钢球直径星形套最大直径星形套最小直径星形套槽距花键齿数球形壳外径支承面到万向节传动平分面的距离开端面到万向节传动平分面的距离花键轴直径花键轴到万向节传动平分面的距离伸缩型球笼万向节的设计与星形套连接的轴颈直径尺寸钢球直径星形套尺寸花键齿数花键轴直径都可以与型相同。其他尺寸找不到合适的资料可供参考。半轴强度校核半轴只承受转矩。按发动机最大转矩传动系最低挡传动比计算半轴转矩式中差速器的转矩分配系数，普通锥齿轮差速器取发动机最大转矩，•变速器挡传动比，主减速器传动比，算得。半轴主要是设计其直径长度及花键。长度与车身宽