机动车驱动桥设备研究设计.doc

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1、/车辆工程专业课程设计学 院 机电工程学院 班 级 12 级车辆 工程 姓 名 黄扬显 学 号 20120665130 成 绩 指导老师 卢隆辉 设计课题 某型轻型货车驱动桥设计 2015 年 11 月 15 日某型货车驱动桥设计1整车性能参数（已知）驱动形式： 62 后轮轴距： 3800mm轮距前/后： 1750/1586mm整备质量 4310kg额定载质量： 5000kg空载时前轴分配轴荷 45%，满载时前轴分配轴荷 26%前悬/后悬： 1270/1915mm最高车速： 110km/h最大爬坡度： 35% 长宽高： 6985 、2330、 2350发动机型号： YC4E14020最大功率：

2、 99.36kw/3000rmp最大转矩： 380Nm/12001400mm变速器传动比： 7.7 4.1 2.34 1.51 0.81倒档传动比： 8.72轮胎规格： 9.0020离地间隙： 280mm某型货车驱动桥设计21 总体设计.3 1.1 非断开式驱动桥 .4 1.2 断开式驱动桥 .4 2 主减速器设计 .4 2.1 主减速器结构方案分析.5 2.1.1 螺旋锥齿轮传动 .5 2.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案.5 2.2.1 主动锥齿轮的支承 .5 2.2.2 从动锥齿轮的支承 .6 2.3 主减速器锥齿轮设计 .62.3.1 主减速比 i 的确定 .602.3.2 主减速

3、器锥齿轮的主要参数选择 .7 2.4 主减速器锥齿轮的材料 .8 2.5 主减速器锥齿轮的强度计算.9 2.5.1 单位齿长圆周力 .9 2.5.2 齿轮弯曲强度 .10 2.5.3 轮齿接触强度 .10 2.6 主减速器锥齿轮轴承的设计计算.11 2.6.1 锥齿轮齿面上的作用力 .11 2.6.2 锥齿轮轴承的载荷 .12 2.6.3 锥齿轮轴承型号的确定 .14 3 差速器设计 .15 3.1 差速器结构形式选择.15 3.2 普通锥齿轮式差速器齿轮设计.16 3.3 差速器齿轮的材料.18 3.4 普通锥齿轮式差速器齿轮强度计算.18 4 驱动桥壳设计 .19某型货车驱动桥设计34.1

4、 桥壳的结构型式.20 4.2 桥壳的受力分析及强度计算.20 致谢 .23 参考文献 .231 总体设计总体设计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,并将动力合理地分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之 间的垂直力力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥 壳等组成。 驱动桥设计应当满足如下基本要求： 1)所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。 2)外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。 3)齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。 4)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。 5)在保证足够的强度、刚度条件下，

5、应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小， 以改善汽车平顺性。 6)与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。 7)结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。1.1 非断开式驱动桥非断开式驱动桥普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载某型货车驱动桥设计4货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他 们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一 根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。这时 整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量较大，这是

6、它 的一个缺点。 驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的型式。在汽车轮胎尺寸和驱动桥下的 最小离地间隙已经确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在给 定速比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，可该用双级结构。在 双级主减速器中，通常把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳体内，也可以将第二 级减速齿轮作为轮边减速器。对于轮边减速器：越野汽车为了提高离地间隙，可以 将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方；公共汽 车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度，以提高稳定性和乘客上下车的方便， 可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方；有些双层公共汽车为

7、了进 一步降低车厢地板高度，在采用圆柱齿轮轮边减速器的同时，将主减速器及差速器 总成也移到一个驱动车轮的旁边。1.2 断开式驱动桥断开式驱动桥断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动 车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相 对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为 独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底 板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装 置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对 于车架或车厢作上

8、下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相 应摆动。2 主减速器设计主减速器设计主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的 锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动 以改变动力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的 驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便 可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而 可使其尺寸及质量减小、操纵省力。 驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求： 1）所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经

9、济性。 2）外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音某型货车驱动桥设计5小。 3）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。 4）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。 5）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。2.1 主减速器结构方案分析主减速器结构方案分析2.1.1 螺旋锥齿轮传动螺旋锥齿轮传动按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮式传动、双曲面 齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传 动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式。 在发动机横置的汽车驱动桥上，主减

10、速器往往采用简单的斜齿圆柱齿轮；在发 动机纵置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用圆锥齿轮式传动或准双曲面齿轮式传 动。 为了减少驱动桥的外轮廓尺寸，主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮而采用螺旋 锥齿轮。因为螺旋锥齿轮不发生根切（齿轮加工中产生轮齿根部切薄现象，致使齿 轮强度大大降低）的最小齿数比直齿轮的最小齿数少，使得螺旋锥齿轮在同样的传 动比下主减速器结构较紧凑。此外，螺旋锥齿轮还具有运转平稳、噪声小等优点， 汽车上获得广泛应用。 查阅文献1、2，经方案论证，主减速器的齿轮选用螺旋锥齿轮传动形式 （如图 3-1 示） 。螺旋锥齿轮传动的主、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

11、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捏合，所以它工作平稳、能承受较大的负 荷、制造也简单。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。2.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器主、从动锥齿轮的支承方案2.2.1 主动锥齿轮的支承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。查阅资料、文献，经方案论证，采用跨置式支承结构（如图 3-2 示） 。齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的 130

12、 以下而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至 1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高 10%左右。某型货车驱动桥设计6装载质量为 2t 以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用跨置式支承。本课题所 设计的 YC1090 货车装载质量为 5t，所以选用跨置式。2.2.2 从动锥齿轮的支承从动锥齿轮的支承从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图 3-3 示） 。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%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是 c

13、等于或大于 d。2.3 主减速器锥齿轮设计主减速器锥齿轮设计主减速比 i 、驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，0应在汽车总体设计时就确定。2.3.1 主减速比主减速比 i 的确定的确定0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料经济性都有直接影响。i 的选择应在汽车总体设计时和0 传动系的总传动比 i 一起由整车动力计算来确定。可利用在不同 i 下的功率平衡田0 来研究 i 对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配0 的方法来选择 i 值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。0 对于具有很大功率储

14、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及其转速的情况下，所选择的 i 值应能保证这些汽车有尽可能amaxPpn0 高的最高车速。这时 i 值应按下式来确定：amaxv0= （2-rp 0 amax ghr ni =0.377vi110k/m3600r/n0.5080.3771）式中车轮的滚动半径， =0.508mrrrrigh变速器量高档传动比。igh =1 对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i 一般0 选择比上式求得的大 1025，即按下式选择：（2-rp 0 amax gh Fh LBr ni =(0.3770.472)vi i i2） 式

15、中 i分动器或加力器的高档传动比某型货车驱动桥设计7iLB轮边减速器的传动比。 根据所选定的主减速比 i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双 级等以及是否需要轮边减速器） ，并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。 把 np=3600r/n , =110km/h , r =0.508m , igh=1 代入（2-1）有：amaxvr 0.377（0.508x3600r/n）/110k/m 计算出 i =6.50 0 从动锥齿轮计算转矩 TceTec= （2-demax1 f 0k Tki i i n10.96507.70.81138013）式中： Tce计算转矩，Nm； Tema

16、x发动机最大转矩；Temax =380Nm n计算驱动桥数，1； if变速器传动比，if=7.7； i0主减速器传动比，i0=6.50； 变速器传动效率，=0.96； 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=0.81； 代入式（2-3） ，有：Tce7201 Nm 主动锥齿轮计算转矩 T=12305 Nm2.3.2 主减速器锥齿轮的主要参数选择主减速器锥齿轮的主要参数选择a)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

17、车主减速器中，小齿轮齿数不小于 9。 查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为 6.33，初定主动齿轮齿数 z1=6， 从动齿轮齿数 z2=38。 b）主、从动锥齿轮齿形参数计算 按照文献3中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表 2-1。 从动锥齿轮分度圆直径 dm2=14=304.48mm 取 dm2=304mm310463 齿轮端面模数22/304/388mdz表 2-1 主、从动锥齿轮参数参 数符 号主动锥齿轮从动锥齿轮某型货车驱动桥设计8分度圆直径d=mz64304齿顶高ha=1.56m-h2;h2=0.27m6.774.42齿根高hf=1.733m-ha4.336.68齿顶圆直径d

18、a=d+2hacos90376齿根圆直径df=d-2hfcos60270齿顶角a241321齿根角 f=arctanRh2321241分锥角 =arctan21 zz1476顶锥角a15417821根锥角f11397419锥距R=d 2sin132132分度圆齿厚S=3.14mz99齿宽B=0.155d24747c）中点螺旋角 弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平 均螺旋角一般为 3540。货车选用较小的 值以保证较大的 F，使运转平 稳，噪音低。取 =35。 d）法向压力角 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，也 可以使齿轮运转平稳，

19、噪音低。对于货车弧齿锥齿轮， 一般选用 20。 e) 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 样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。2.4 主减速器锥齿轮的材料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：某型货车驱动桥设计9a）具有高的弯曲

20、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

21、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。 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 0.0050.020mm 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。2.5 主减速器锥齿轮的强度计算主减

22、速器锥齿轮的强度计算2.5.1 单位齿长圆周力单位齿长圆周力按发动机最大转矩计算时P= （2-demaxg f3122k Tki i 10nD b1x64mmx47x0,96x1x7.7x7.72x1x380n/m=4） 式中：ig变速器传动比，常取一挡传动比，ig=7.7 ； D1主动锥齿轮中点分度圆直径 mm；D =64mm1 其它符号同前； 将各参数代入式（2-4） ，有： P1355 N/mm 按照文献1,PP=1429 N/mm，锥齿轮的表面耐磨性满足要求。某型货车驱动桥设计102.5.2 齿轮弯曲强度齿轮弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为：= = （2-w30smvsw2Tk k

23、k10k m bDJ03. 0mm30447mm11.250.6827201nm2 5）式中： 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；wT齿轮的计算转矩，Nm； k0过载系数，一般取 1； ks尺寸系数，0.682； km齿面载荷分配系数，悬臂式结构，km=1.25； kv质量系数，取 1； b所计算的齿轮齿面宽；b=47mm D所讨论齿轮大端分度圆直径；D=304mm Jw齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取 0.03； 对于主动锥齿轮， T=7201 Nm；从动锥齿轮，T=12305Nm； 将各参数代入式（2-5） ，有：主动锥齿轮， 647MPa；w 从动锥齿轮， =563MPa；w 按照文献1,

24、 主从动锥齿轮的=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。ww2.5.3 轮齿接触强度轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为：j= = （2-p3z0smf1vjc2T k k k k10Dk bJ64mm232N1/2/mm 11x47mmx0.01x1.25x1x12x1235n/mx6）式中： j锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa； D1主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；D1=64mm b主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=47mm kf齿面品质系数，取 1.0； cp综合弹性系数，取 232N1/2/mm； ks尺寸系数，取 1.0； Jj齿面接触强度的综合系数，取 0.01；某型货车驱动桥设计1

25、1Tz主动锥齿轮计算转矩；Tz=1516.4N.m k0、km、kv 选择同式（3-5） 将各参数代入式 （3-6） ，有：j=2722MPa 按照文献1，jj=2800MPa，轮齿接触强度满足要求。2.6 主减速器锥齿轮轴承的设计计算主减速器锥齿轮轴承的设计计算2.6.12.6.1 锥齿轮齿面上的作用力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 沿齿轮切线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力以及垂直于齿轮轴线的径向力。a）齿宽中 点处的圆周力 FF= (2-7)m22T D258mm387nm2式中：T作用在从动齿轮上的转矩； Dm2从动齿轮齿宽

26、中点处的分度圆直径，由式（2-8）确定，即Dm2=D2-b2sin2 =304mm-47mm*sin76 (2-8)式中： D2从动齿轮大端分度圆直径；D2=304mm b2从动齿轮齿面宽；b2=47mm2从动齿轮节锥角；2=76 将各参数代入式(2-8)，有： Dm2=258mm 将各参数代入式(2-7)，有：F=3000N 对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的。 b）锥齿轮的轴向力 Faz和径向力 Frz（主动锥齿轮） 作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力 Faz和径向力分别为Faz= (2-9)Ftansin+FtancoscosFrz= (2-10)Ftancos-Ftan

27、sincos某型货车驱动桥设计12将各参数分别代入式(3-9) 与式(3-10)中，有：Faz= 2752N，Frz=142N2.6.2 锥齿轮轴承的载荷锥齿轮轴承的载荷当锥齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，根据主减速器齿轮轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。图 2-4 为单级主减速器的跨置式支 承的尺寸布置图:图 2-4 单级主减速器轴承布置尺寸图 24 中各参数尺寸：a=46mm，b=22mm，c=90.5mm，d=60.5mm，e=40,Dm2=304mm。由主动锥齿轮齿面受力简图（图 2-5 所示） ，得出各轴承所受的径向力与轴向 力。 某型货车驱动桥设计13图 3

28、-5 主动锥齿轮齿面受力简图轴承 A：径向力Fr= （2-22 azm1rzF DF (a+b)F(a)+-aa2a 11）轴向力Fa=Faz （2-12）将各参数代入式（2-11）与（2-12） ，有：Fr=3997N，Fa=2752N轴承 B：径向力Fr= （2-22 azm1rzF DF (a+b)F(a+b)+-aa2a 13）轴向力Fa=0 （2-14）将各参数代入式（2-13）与（2-14） ，有：Fr=1493N，Fa=0N轴承 C：径向力某型货车驱动桥设计14Fr= （2-22 azm2rzF DF dFd+c+dc+d2(c+d)15）轴向力Fa=Faz （2-16）将各参数

29、代入式（2-15）与（2-16） ，有：Fr=2283N，Fa=2752N轴承 D：径向力Fr= （2-22 azm1rzF DF cFc+-c+dc+d 2(c+d)17）轴向力Fa=0 （2-18）将各参数代入式（2-17）与（2-18） ，有：Fr=1745N，Fa=0N轴承 E：径向力Fr= （2-22 azm1rzF DF eFe+-ee2e19）轴向力Fa=0 （2-20）将各参数代入式（2-19）与（2-20） ，有：Fr=1245N，Fa=0N2.6.32.6.3 锥齿轮轴承型号的确定锥齿轮轴承型号的确定 轴承 A 计算当量动载荷 P某型货车驱动桥设计15（2-0.693997

30、n2752n raFF21）查阅文献2，锥齿轮圆锥滚子轴承 e 值为 0.36，故 e，由此得arF FX=0.4,Y=1.7。另外查得载荷系数fp=1.2。P=fp（XFr+YFa）=1.2(0.4x2752N+1.7x3997N) （2-22）将各参数代入式（2-22）中，有：P=7533N 轴承应有的基本额定动负荷 CrCr= （2-23）10 h36 t60nLP f1017533N3101000000x7000hx1875r/min60式中： ft温度系数，查文献4，得 ft=1； 滚子轴承的寿命系数，查文献4，得 =10/3； n轴承转速，r/min； Lh轴承的预期寿命，7000

31、h； 将各参数代入式（3-23）中，有； Cr=24061N 初选轴承型号 查文献3，初步选择 Cr =24330N Cr的圆锥滚子轴承 7206E。验算 7206E 圆锥滚子轴承的寿命Lh = = （2-23）trrf C16667 nP 310 75331x24330 187516667 N将各参数代入式（2-23）中，有：Lh =3987h5000h所选择 7206E 圆锥滚子轴承的寿命低于预期寿命，故选 7207E 轴承,经检验能 满足。轴承 B、轴承 C、轴承 D、轴承 E 强度都可按此方法得出，其强度均能够满足 要求。某型货车驱动桥设计163 差速器设计差速器设计差速器是个差速传动

32、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。3.1 差速器结构形式选择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。

33、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

34、速器的装置差速锁等。某型货车驱动桥设计173.2 普通锥齿轮式差速器齿轮设计普通锥齿轮式差速器齿轮设计a) 行星齿轮数 n 通常情况下，货车的行星齿轮数 n=4。 b) 行星齿轮球面半径 Rb 行星齿轮球面半径 Rb反映了差速器锥齿轮节锥矩的大小和承载能力。 Rb=Kb=2.5 （3-1）3dTNM32560 式中： Kb行星齿轮球面半径系数，Kb=2.53.0，对于有两个行星齿轮的轿车取最 大值； Td差速器计算转矩，Nm； 将各参数代入式（3-1） ，有： Rb=34 mm c）行星齿轮和半轴齿轮齿数 z1 和 z2为了使轮齿有较高的强度，z1 一般不少于 10。半轴齿轮齿数 z2 在 1

35、425 选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在 1.52.0 的范围内，且半轴21z z齿轮齿数和必须能被行星齿轮齿数整除。查阅资料，经方案论证，初定半轴齿轮与行星齿轮的齿数比=2，半轴齿轮齿21z z数 z2=24，行星齿轮的齿数 z1=12。d） 行星齿轮和半轴齿轮节锥角 1、2及模数 m行星齿轮和半轴齿轮节锥角 1、2分别为1= =arctan （3-2）12zarctanz 24122= =arctan （3-3）21zarctanz 1224将各参数分别代入式（42）与式（43） ，有：1=27，2=63锥齿轮大端模数 m 为m= = （3-4）0112A sin z1272

36、x125xsin2 某型货车驱动桥设计18将各参数代入式（3-4） ，有：m=5.497查阅文献3，取模数 m=5.5e）半轴齿轮与行星齿轮齿形参数按照文献3中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表 3-1。f）压力角 汽车差速齿轮大都采用压力角 =2230，齿高系数为 0.8 的齿形。表 3-1 半轴齿轮与行星齿轮参数参 数符 号半轴齿轮行星齿轮分度圆直径d14196齿顶高ha1.833.76齿根高hf4.432.5齿顶圆直径da144103齿根圆直径df13384齿顶角a419231齿根角f231419分度圆锥角6327顶锥角a67192931根锥角f60292241锥距R4746分度圆齿

37、厚s99齿宽b2027g)行星齿轮轴用直径 d 行星齿轮轴用直径 d（mm）为d= = （3- 30cdT101.1 nr46mm498MPa1.1311.4nm 5）式中： T0差速器壳传递的转矩，nm； n行星齿轮数； rd行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm；某型货车驱动桥设计19c支承面许用挤压应力，取 98 MPa； 将各参数代入式（4-5）中，有： d=15.7mm，取 16mm。3.3 差速器齿轮的材料差速器齿轮的材料差速器齿轮和主减速器齿轮一样，基本上都是用渗碳合金钢制造，目前用于制 造差速器锥齿轮的材料为 20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo 和 20CrMo

38、 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。在此选用 20CrMnTi。3.4 普通锥齿轮式差速器齿轮强度计算普通锥齿轮式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、右轮行使不同的路程时，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 w（MPa）为w= = （3-3smv222Tk k10k mb d Jn401. 0mm141mm205 . 5125. 1682. 0nm4 .3116 . 02 6）式中： n行星齿轮数； J综合系数，取 0.01；b2半轴齿轮齿宽，mm； d2半轴齿轮大端分度圆直径，mm； T半轴齿轮计算转矩（Nm） ，T=0.6 T0； ks、km、kv按照主减速器齿轮强度计算的有关转矩选取； 将各参数代入式（4-6）中，有： w=852 MPa 按照文献1, 差速器齿轮的 ww=980 MPa，所以齿轮弯曲强度满足要 求。某型货车驱动桥设计204 驱动桥壳设计驱动桥壳设计驱动桥壳的主要功用是支撑汽车质量，并承受由车轮转来的路面反力和反力矩， 并经悬架传给车身；它又是主减速器、差速器、半轴的装配基体。 驱动桥