毕业设计（论文）-汽车后桥机构的研究设计.doc

- 1 - 汽车后桥机构的研究设计汽车后桥机构的研究设计 论文摘要：论文摘要：根据车桥能否传递驱动力，汽车车桥分为驱动桥和从动桥。驱动桥 的结构型式按齐总体布置来说共有三种，即普通的非断开式驱动桥，带有摆动 半轴的非断开式驱动桥和断开式驱动桥。本设计对象是小型低速载货汽车的后 驱动桥。 本设计完成了小型低速载货汽车的后驱动桥中主减速器、差速器、驱动车轮的 传动装置及桥壳等部件的设计。本文根据小型低速载货汽车的后驱动桥的要求， 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计算机程序完成，有效的 减少了计算时间，提高了效率。其中的一部分计算采用自编的计算机程序完成， 有效的减少了计算时间，提高了效率。 最后利用 CAD 软件绘制零部件装配图和装配总图并通过主要零部件的校核计 算和对主要零部件二维绘图，确定所设计的能够满足设计要求。 论文关键字：论文关键字：汽车后桥，驱动桥，主减速器，差速器 ABSTRACT：According to weather the axle could transfer driving force or not,the automobile axle is divided into drive axle and driven axle. 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 small low-speed trucks is drive of rear axle. The design of drive 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 CAD software to draw parts of assembly drawings and the whole assembly drawings.In the meanwhile,I 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. - 2 - KEY WORDS: automobile rear axle ，drive axle，main reducer，differential device 目录目录 1 前言前言3 3 1.1 本课题的来源、基本前提条件和技术要求：本课题的来源、基本前提条件和技术要求：3 3 1.2 本课题要解决的主要问题和设计总体思路：本课题要解决的主要问题和设计总体思路：3 3 1.3 预期的成果预期的成果3 3 2 国内外发展状况及现状的介绍：国内外发展状况及现状的介绍：4 4 3 总体方案论证总体方案论证4 4 4 具体设计说明具体设计说明7 7 4.1 主减速器的设计：主减速器的设计：7 7 4.1.1 主减速器的结构型式主减速器的结构型式7 7 4.1.2 主减速器主动锥齿轮的支承型式及安装方法主减速器主动锥齿轮的支承型式及安装方法8 8 4.1.3 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安装方法主减速器从动锥齿轮的支承型式及安装方法9 9 4.1.4 主减速器的型式主减速器的型式1010 4.1.5 主减速器的基本参数的选择及计算主减速器的基本参数的选择及计算1111 4.2 差速器的设计差速器的设计1313 4.2.1 差速器的结构型式差速器的结构型式 1313 4.2.2 差速器的基本参数的选择及计算差速器的基本参数的选择及计算 1515 4.3 半轴的设计半轴的设计1616 4.3.1 半轴的结构型式半轴的结构型式 1616 4.3.2 半轴的设计与计算半轴的设计与计算 1717 4.4 驱动桥壳的设计驱动桥壳的设计 2020 4.4.1 桥壳的结构型式桥壳的结构型式 2020 5 结论结论2121 - 3 - 参参 考考 文文 献献2222 1 1 前言前言 本课题是进行低速载货汽车后驱动桥的设计。设计出小型低速载货汽车后驱动桥，包 括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件，协调设计车辆的全局。 1.11.1 本课题的来源、基本前提条件和技术要求：本课题的来源、基本前提条件和技术要求： a.本课题的来源：轻型载货汽车在汽车生产中占有大的比重。驱动桥在整车中十分重 要，设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的驱动桥，能大大降低整车生产的总成本，推 动汽车经济的发展。 b.要完成本课题的基本前提条件是：在主要参数确定的情况下，设计选用驱动桥的各 个部件，选出最佳的方案。 c.技术要求：设计出的驱动桥符合国家各项轻型货车的标准1，运行稳定可靠，成本降 低，适合本国路面的行驶状况和国情。 1.21.2 本课题要解决的主要问题和设计总体思路本课题要解决的主要问题和设计总体思路： a. 本课题解决的主要问题：设计出适合本课题的驱动桥。汽车传动系的总任务是传递 发动机的动力，使之适应于汽车行驶的需要。在一般汽车的机械式传动中，有了变速器还 不能完全解决发动机特性与汽车行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。首先是因为绝大 多数的发动机在汽车上的纵向安置的，为使其转矩能传给左、右驱动车轮，必须由驱动桥 的主减速器来改变转矩的传递方向，同时还得由驱动桥的差速器来解决左、右驱动车轮间 的转矩分配问题和差速要求。其次，需将经过变速器、传动轴传来的动力，通过驱动桥的 主减速器，进行进一步增大转矩、降低转速的变化。因此，要想使汽车驱动桥的设计合理， 首先必须选好传动系的总传动比，并恰当地将它分配给变速器和驱动桥。 b. 本课题的设计总体思路：非断开式驱动桥的桥壳，相当于受力复杂的空心梁，它要 求有足够的强度和刚度，同时还要尽量的减轻其重量。所选择的减速器比应能满足汽车在 给定使用条件下具有最佳的动力性和燃料经济性。对载货汽车，由于它们有时会遇到坎坷 不平的坏路面，要求它们的驱动桥有足够的离地间隙，以满足汽车在通过性方面的要求。 驱动桥的噪声主要来自齿轮及其他传动机件。提高它们的加工精度、装配精度，增强齿轮 的支承刚度，是降低驱动桥工作噪声的有效措施。驱动桥各零部件在保证其强度、刚度、 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 改善汽车行驶的平顺性。 1.31.3 预期的成果预期的成果 设计出小型低速载货汽车的驱动桥，包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥 壳等部件，配合其他同组同学，协调设计车辆的全局。使设计出的产品使用方便，材料使 用最少，经济性能最高。 a. 提高汽车的技术水平，使其使用性能更好，更安全，更可靠，更经济，更舒适，更 - 4 - 机动，更方便，动力性更好，污染更少。 b. 改善汽车的经济效果，调整汽车在产品系列中的档次，以便改善其市场竞争地位并 获得更大的经济效益 2 2 国内外发展状况及现状的介绍：国内外发展状况及现状的介绍： 为适应不断完善社会主义市场经济体制的要求以及加入世贸组织后国内外汽车产业发 展的新形势，推进汽车产业结构调整和升级，全面提高汽车产业国际竞争力，满足消费者 对汽车产品日益增长的需求，促进汽车产业健康发展，特制定汽车产业发展政策。通过该 政策的实施，使我国汽车产业在 2010 年前发展成为国民经济的支柱产业，为实现全面建设 小康社会的目标做出更大的贡献。政府职能部门依据行政法规和技术规范的强制性要求， 对汽车、农用运输车(低速载货车及三轮汽车，下同)、摩托车和零部件生产企业及其产品 实施管理，规范各类经济主体在汽车产业领域的市场行为。低速载货汽车，在汽车发展趋 势中，有着很好的发展前途。生产出质量好，操作简便，价格便宜的低速载货汽车将适合 大多数消费者的要求。在国家积极投入和支持发展汽车产业的同时，能研制出适合中国国 情，包括道路条件和经济条件的车辆，将大大推动汽车产业的发展和社会经济的提高。 在新政策汽车产业发展政策中，在 2010 年前，我国就要成为世界主要汽车制造国， 汽车产品满足国内市场大部分需求并批量进入国际市场；2010 年，汽车生产企业要形成若 干驰名的汽车、摩托车和零部件产品品牌；通过市场竞争形成几家具有国际竞争力的大型 汽车企业集团，力争到 2010 年跨入世界 500 强企业之列，等等。同时，在这个新的汽车产 业政策描绘的蓝图中，还包含许多涉及产业素质提高和市场环境改善的综合目标，着实令 人鼓舞。然而，不可否认的是，国内汽车产业的现状离产业政策的目标还有相当的距离。 自 1994 年汽车工业产业政策颁布并执行以来，国内汽车产业结构有了显著变化，企业 规模效益有了明显改善，产业集中度有了一定程度提高。但是，长期以来困扰中国汽车产 业发展的散、乱和低水平重复建设问题，还没有从根本上得到解决。多数企业家预计，在 新的汽车产业政策的鼓励下，将会有越来越多的汽车生产企业按照市场规律组成企业联盟， 实现优势互补和资源共享。 3 3 总体方案论证总体方案论证 驱动桥的结构型式按齐总体布置来说共有三种，即普通的非断开式驱动桥，带有摆动 半轴的非断开式驱动桥和断开式驱动桥。 - 5 - 图 3-1 驱动桥的总体布置型式简图 (a)普通非断开式驱动桥；(b)带有摆动半轴的非断开式驱动桥；(c)断开式驱动桥 方案（一）：非断开式驱动桥方案（一）：非断开式驱动桥 图 3-2 非断开式驱动桥 普通非断开式驱动桥2，如图 3-2，由于其结构简单、造价低廉、工作可靠，最广泛 地用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的的越野汽车和部分轿车上也采用这种 结构。它的具体结构是桥壳是一根支承在左、右驱动车轮上的刚性空心梁，而齿轮及半轴 等所有的传动机件都装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属簧下质量， 使汽车的簧下质量较大，这是它的一个缺点。采用单级主减速器代替双级主减速器可大大 减小驱动桥质量。采用钢板冲压-焊接的整体式桥壳及钢管扩制的整体式桥壳，均可显著地 减轻驱动桥的质量。 驱动桥的轮廓尺寸主要决定于主减速器的型式。在汽车的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。在给定主减速器 速比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，则可改用双级结构。后者仅推 荐用于主减速比大于 7.6 且载货在 6t 以上的大型汽车上。在双级主减速器中，通常是把两 级减速齿轮放在一个主减速器壳内，也可以将第二级减速齿轮移向驱动车轮并靠近轮毂， 作为轮边减速器。在后一种情况下又有五种布置方案可供选择。 - 6 - 方案（二）：断开式驱动桥方案（二）：断开式驱动桥 图 3-3 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2。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，它又总是与独立悬架相匹配，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梁或车厢底板上，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独立地相对于车架或车厢作上下摆动，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。所以断开式驱动桥也称为“带有摆 动半轴的驱动桥” 。 汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主 要因素，因汽车簧下部分质量的大小，对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动的簧下质 量较小，又与独立悬架相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比 较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜；提高汽车的行驶平 顺性和平均行驶速度；减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿 命。但是，由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对 - 7 - 行驶平顺性要求较高的一部分及一些越野汽车上，且后者多属于轻型以下的越野汽车或多 桥驱动的重型越野汽车。 方案（三）：多桥驱动的布置方案（三）：多桥驱动的布置 为了提高装载量和通过性，有些重型汽车及全部中型以上的越野汽车都是采用多桥驱 动，常采用 4×4、6×6、8×8 等驱动型式2。在多桥驱动的情况下，动力经分动器传给各 驱动桥的方式有两种。相应这两种动力传递方式，多桥驱动汽车各驱动桥的布置型式分为 非贯通式与贯通式。前者为了把动力经分动器传给各驱动桥，需分别由分动器经各驱动桥 自己专用的传动轴传递动力，这样不仅使传动轴的数量增多，且造成各驱动桥的零件特别 是桥壳、半轴等主要零件不能通用。而对 8×8 汽车来说，这种非贯通式驱动桥就更不适宜， 也难与布置了。 为了解决上述问题，现代多桥驱动汽车都是采用贯通式驱动桥的布置型式。 在贯通式驱动桥的布置中，各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内，并且各驱动桥 分别用自己的传动轴与分动器直接联接，而是位于分动器前面的或后面的各相邻两桥的传 动轴，是串联布置的。汽车前后两端的驱动桥（第一、第四桥）的动力，是经分动器并贯 通中间桥（分别穿过第二、第三桥）而传递的。其优点是，不仅减少了传动轴的数量，而 且提高了各驱动桥零件的相互通用性，并且简化了结构、减小了体积和质量。这对于汽车 的设计（如汽车的变形） 、制造和维修，都带来方便。四桥驱动的越野汽车也可采用侧边式 及混合式的布置。 经上述分析，考虑到所设计的轻型载货汽车的载重和各种要求，其价格要求要尽量低， 故其生产成本应尽可能降低。另由于轻型载重汽车对驱动桥并无特殊要求，和路面要求并 不高，故本设计采用普通非断开式驱动桥。 - 8 - 4 4 具体设计说明具体设计说明 4.1 主减速器的设计： 4.1.14.1.1 主减速器的结构型式主减速器的结构型式 主减速器的结构型式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及 减速型式的不同而异。 在现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是“格里森” （ Gleason）制或“奥利 康” （Oerlikon）制的螺旋锥齿轮和双面锥齿轮。 图 4-1 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动 (a)螺旋锥齿轮传动；(b)双曲面齿轮传动 采用双曲面齿轮。他的主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角（即将 一轴线平移，使之与另一轴线相交的交角）也都是采用 90°。主动齿轮轴相对于从动齿轮 轴有向上或向下的偏移，称为上偏置或下偏置。这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。当 偏移距大到一定程度，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。这样就能在每个齿轮的两 边布置尺寸紧凑的支承。这对于增强支承刚度、保证齿轮正确啮合从而提高齿轮寿命大有 好处。和螺旋锥齿轮由于齿轮的轴线相交而使得主、从动齿轮的螺旋角相等的情况不同， 双曲面齿轮的偏移距使得主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。因此，双曲面传动齿 轮副的法向模数或法向周节虽相等，但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模 数或端面周节是大于从动齿轮的。这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺 旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度。其增大的程度与偏移距的大 小有关。另外，由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合齿轮的当 量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径为大，从而使齿面间的接触应力降低。随偏 移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高至 175%。双曲面 主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有 - 9 - 力于大传动比传动。当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。因 为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小， 这对于主减速比的传动有其优越性。对中等传动比，两种齿轮都能很好适应。由5 . 4 0 i 于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿 数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮冲动工作更加平稳、无噪声，强度也高。双曲面 齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。 4.1.24.1.2 主减速器主动锥齿轮的支承型式及安装方法主减速器主动锥齿轮的支承型式及安装方法 图 4-2 主动锥齿轮齿面受力图 在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对 其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确捏合并具有较高使用寿命的因素之一。 图 4-3 骑马式支承 1-调整垫圈；2-调整垫片 本设计采用骑马式支承（图 4-3） 。齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承。骑马式支承 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 1/30 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 - 10 - 提高 10%左右。此外，由于齿轮大端一侧前轴承及后轴承之间的距离很小，可以缩短主动 锥齿轮轴的长度，使布置更紧凑，这有利于减小传动轴夹角及整车布置。骑马式支承的导 向轴承（即齿轮小端一侧的轴承）都采用圆柱滚子式的，并且其内外圈可以分离，以利于 拆装。为了进一步增强刚度，应尽可能地减小齿轮大端一侧两轴承间的距离，增大支承轴 径，适当提高轴承的配合的配合紧度。 4.1.34.1.3 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安装方法主减速器从动锥齿轮的支承型式及安装方法 图 4-4 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置办法 主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在轴承之间的分 布而定。两端支承多采用圆锥锥子轴承，安装时使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端 相背朝外。 为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。由于从动锥齿 轮轴承是装在差速器壳上，尺寸较大，足以保证刚度。球面圆锥滚子轴承（图 4-4（b） ） 具有自动调位的性能，对轴的歪斜的敏感性较小，这在主减速器从动齿轮轴承的尺寸大时 极其重要。 - 11 - 4.1.44.1.4 主减速器的型式主减速器的型式 图 4-5 采用组合式桥壳的单级主减速器 1调整垫片（用于调整轴承的预紧度） 2调整垫片（用于调整齿面啮合区位置） 减速型式的选择与汽车的类型及使用条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等 整车性能所要求的主减速比 的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置型式 0 i 等。 本设计采用组合式桥壳的单级主减速器（图） 。单级主减速器具有结构简单、质量小、 尺寸紧凑及制造成本低等优点。其主、从动锥齿轮轴承都直接支承在与桥壳铸成一体的主 减速器壳上，结构简单、支承刚度大、质量小、造价低。 4.1.54.1.5 主减速器的基本参数的选择及计算主减速器的基本参数的选择及计算 主减速比,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 i A. 主减速比的确定 0 i 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。的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传 0 i 动比一起由整车动力计算来确定。可利用在不同下的功率平衡图来研究对汽车动力 T i o i 0 i 性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最价匹配的方法来选择值，可使汽 0 i 车获得最佳的动力性和燃料经济性。 为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，按下式计算3： 0 i gha pr i nr i max 0 )472 . 0 377 . 0 ( 14 - 12 - 式中：车轮滚动半径，m； r r 变速器最高档传动比； gh i 汽车最高车速； maxa 发动机最大转速 p n gha pr i nr i max 0 )472 . 0 377 . 0 ( 67 . 6 95 . 4 61.23 400044. 0 443 . 0 根据所选定的主减速比值，确定主减速器的减速型式为单级。查表得汽车驱动桥的 o i 离地间隙为 200mm. B主减速齿轮计算载荷的计算 通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下 作用于主减速器从动齿轮上的转矩（、）的较下者，作为载货汽车和越野汽车在强 je T j T 度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。既3： nKiTT TTLeje / 0max 24 LBLB r j i rG T 2 34 式中：发动机最大转矩，； maxe TmN 由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比； TL i 上述传动部分的效率，取； T 9 . 0 T 超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各类汽 0 K 车取；1 0 K 该车的驱动桥数目；n 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负载，N；对后桥来说还要考虑到汽 2 G 车加速时的负荷增大量； 轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取；85 . 0 车轮的滚动半径，m； r r ，分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速 LB LB i 比（例如轮边减速器等） 。 由式（4-2） 、式（4-3）求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩不能用它 作为疲劳损坏的依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩 是根据所谓平均牵引力来确定的，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩（Nm）为4 jm T )( )( PHR LBLB rTa jm fff ni rGG T 44 式中：汽车装载总重，N； a G 所牵引的挂车满载总重，N，但仅用于牵引车； T G 道路滚动阻力系数； R f 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数； H f - 13 - 汽车或汽车列车的性能系数。 P f max )(195 . 0 16 100 1 e TA P T GG f54 当时 取 16 195 . 0 max e Ta T GG 0 P f 006. 0015 . 0 19 . 067 . 6 04000 )( )( PHR LBLB rTa jm fff ni rGG T =22mN C主减速齿轮基本参数的选择 a.齿数的选择 对于单级主减速器，当较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数取得小些，以得到满 0 i 1 z 意的驱动桥离地间隙。当6 时，的最小值可取为 5，但为了啮合平稳及提高疲劳强 0 i 1 z 度，最好大于 5。取， 5。 1 z6 1 z34 2 z b.节圆半径的选择 可根据从动锥齿轮的计算转矩（见式 4-4、式 4-5 并取两者中较小的一个为计算依据） 按经验公式选出： 3 2 2 jd TKd64 式中 从动锥齿轮的节圆半径，mm； d d 直径系数，取； 2 d K1613 2 d K 计算转矩，。 j TmN mmTKd jd 422215 3 3 2 2 c.齿轮端面模数的选择 选定后可按式算出从动齿轮大端端面模数，并用下式校核： 2 d 22/ z dm 3 jm TKm74 式中 模数系数。 m K 2 . 134/42/ 22 zdm 2 . 1224 . 0 3 3 jm TKm d.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为：mmF 2 155 . 0 dF 84 - 14 - mmdF51 . 6 42155 . 0 155 . 0 2 4.2 差速器的设计 4.2.14.2.1 差速器的结构型式差速器的结构型式 差速器选用对称式圆锥行星齿轮差速器。其结构原理如图（4-6）所示6。普通对称式 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，行星齿轮轴，半轴 齿轮等组成。其工作原理如图所示。为主减速器从动齿轮或差速器壳的角速度；、 0 1 分别为左右驱动车轮或差速器半轴齿轮的角速度；为行星齿轮绕其轴的自转角速度。 2 3 图 4-6 普通圆锥齿轮差速器的工作原理简图 当汽车在平坦路面上直线行驶时，差速器各零件之间无相对运动，则有 021 0 3 这时，差速器壳经十字轴以力带动行星齿轮绕半轴齿轮中心作“公转”而无自转（P ） 。行星齿轮的轮齿以的反作用力。对于对称式差速器来说，两半轴齿轮的节0 3 2/P 圆半径相同，故传给左、右半轴的转矩均等于，故汽车在平坦路面上直线行驶时驱r2Pr/ 动左、右车轮的转矩相等。 当汽车转弯时，假如左右轮之间无差速器，则按运动学要求，行程长的外侧车轮将产 生滑移，而行程短的内侧车轮将产生滑转。由此导致在左、右轮胎切线方向上各产生一附 加阻力，且它们的方向相反，如图所示。当装有差速器时，附加阻力所形成的力矩使差速 器起差速作用，以免内外侧驱动车轮在地面上的滑转和滑移，保证它们以不同的转速和 1 - 15 - 正常转动。当然，若差速器工作时阻抗其中各零件相对运动的摩擦大，则扭动它的力矩 2 就大。在普通的齿轮差速器中这种摩擦力很小，故只要左、右车轮所走路程稍有差异，差 速器开始工作。 当差速器工作时，行星齿轮不仅有绕半轴齿轮中心的“公转” ，而且还有绕行星齿轮 以角速度为的自转。这时外侧车轮及其半轴齿轮的转速将增高，且增高量为（ 3 1 3 3 z z 为行星齿轮齿数，为该侧半轴齿轮齿数） ，这样，外侧半轴齿轮的角速度为： 3 z 1 z 1 3 301 z z 在同一时间内，内侧车轮及其半轴齿轮（齿数为）的转速将减低，且减低量为 2 z ，由于对称式圆锥齿轮差速器的两半轴齿数相等，于是内侧半轴齿轮的转速为： 2 3 3 z z 1 3 302 z z 由以上两式得差速器工作时的转速关系为 021 294 即两半轴齿轮的转速和为差速器壳转速的两倍。 由式（4-9）知： 当时，或0 2 01 2 当时，0 1 02 2 当时，0 0 21 最后一种情况，有时发生在使用中央制动时，这时很容易导致汽车失去控制，0 0 使汽车急转和甩尾。 4.2.24.2.2 差速器的基本参数的选择及计算差速器的基本参数的选择及计算 由于差速器亮是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速器从动齿轮尺寸时应考 虑差速器的安装；差速器壳的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮导向轴承支座的限制。 1差速器齿轮的基本参数选择 A行星齿轮的基本参数选择 本载货汽车选用 4 个行星齿轮7。 B行星齿轮球面半径的确定)(mmRB 圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径，它就是行 B R 星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥矩，在一定程度上表征了差速器 的强度。 - 16 - 球面半径可根据经验公式来确定： 3 jBB TKR 104 式中：行星齿轮球面半径系数； B K 计算转矩，。 j TmN mmTKR jBB 72252 . 2 3 3 确定后，即可根据下式预选其节锥矩： B R B RA99 . 0 98 . 0 0 114 mmRA B 86 . 6 798 . 0 99 . 0 98 . 0 0 C行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 选用行星齿轮齿数为 10，半轴齿轮齿数为 16。 D差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角，： 1 2 ； 2 1 1 arctan z z 1 2 2 arctan z z 124 式中：，为行星齿轮和半轴齿轮齿数 1 z 2 z 10 34 6 arctanarctan 2 1 1 z z 80 6 34 arctanarctan 1 2 2 z z 再求出圆锥齿轮的大端模数： 2 2 0 1 1 0 sin 2 sin 2 z A z A m134 4 . 010sin 6 86 . 6 2 sin 2 sin 2 2 2 0 1 1 0 z A z A m 节圆半径右下式求得：d zmd 144 mmmzd4 . 24 . 06 11 mmmzd 6 . 134 . 034 22 4.3 半轴的设计 4.3.14.3.1 半轴的结构型式半轴的结构型式 采用半浮式半轴。半浮式以靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔中的轴承上， - 17 - 而端部则以具有锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定。半浮式半轴承受的载荷复杂，但它结 构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。 图 4-7 半浮式半轴的结构型式与安装 4.3.24.3.2 半轴的设计与计算半轴的设计与计算 半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理的确定其计算载荷。 半轴的计算要考虑以下三种可能的载荷工况： A纵向力（驱动力或制动力）最大时（） ，附着系数取 0.8，没有侧 2 X 22 ZX 向力作用； B侧向力最大时，其最大值发生于侧滑时，为，侧滑时轮胎与地面的侧向附 2 Y 12 Z 着系数在计算中取 1.0，没有纵向力作用； 1 C垂向力最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为， d kgZ)( 2 是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力作用。 d k 半浮式半轴的设计计算，应根据上述三种载荷工况进行 - 18 - 图 4-8 半浮式半轴及受力简图 a 半浮式半轴在上述第一种工况下 半轴同时承受垂向力、纵向力所引起的弯矩以及由引起的转矩。 2 Z 2 X 2 X r rX2 对左、右半轴来说，垂向力，为 L Z2 R Z2 wwRL g Gm gZZZ 2 2 222 154 式中：满载静止汽车的驱动桥对水平地面的载荷，N； 2 G 汽车加速和减速时的质量转移系数； m 一侧车轮（包括轮毂、制动器等）本身对水平地面的载荷，N。 w g Ng Gm gZZZ wwRL 137209800 2 392002 . 1 2 2 222 纵向力按最大附着力计算，即 2 2 22 Gm XX RL 164 式中：轮胎与地面的附着系数。 N Gm XX RL 188168 . 0 2 392002 . 1 2 2 22 左、右半轴所承受的合成弯矩为mNM 2 2 2 2 2 2 2 2BBLL XZbXZbM 174 22 2 2 2 2 2 2 2 2 18816137201 . 0 BBLL XZbXZbM - 19 - mN 2329 转矩为 rRrL rXrXT 22 184 44 . 0 18816 22 rRrL rXrXT mN 04.8279 b 半浮式半轴在上述第二种载荷工况下 半轴只受弯矩。在侧向力的作用下，左、右车轮承受的垂向力、和侧 2 Y L Z2 R Z2 向力、各不相等，而半轴所受的力为 L Y2 R Y2 wwLL g B hgG gZZ 2 12 22 2 1 2 194 wwRR g B hgG gZZ 2 12 22 2 1 2 204 1 2 12 2 2 1 2 B hgG Y L 214 1 2 12 2 2 1 2 B hgG Y R 224 式中：驱动车轮的轮矩，mm； 2 B 汽车质心高度，mm； g h 轮胎与路面的侧向附着系数； 1 9800 1650 0 . 16002 1 2 392002 1 2 2 12 22 wwLL g B hgG gZZ N24108 9800 1650 0 . 16002 1 2 392002 1 2 2 12 22 wwRR g B hgG gZZ N4508 1650 0 . 16002 1 2 392002 1 2 1 2 12 2 B hgG Y L N33908 - 20 - 1650 0 . 16002 1 2 392002 1 2 1 2 12 2 B hgG Y R N5292 左、右半轴所受的弯矩分别为： bZYM LLL22 234 bZYM RRR22 244 mNbZYM LLL 2 . 314971 . 02410833908 22 mNbZYM RRR 8 . 110341 . 045085292 22 c半浮式半轴在上述第三种载荷工况下半轴只受垂向弯矩： bg G kM wdV 2 2 254 式中：动载系数。 d k mNbg G kM wdV