重汽车驱动桥设计说明书

载重汽车驱动桥设计
摘要
驱动桥作为汽车四大总成之一，它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于载重汽车显得尤为重要。

当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载重汽车的快速、重载的高效率、高效益的需要时，必须要搭配一个高效、可靠的驱动桥。

本设计参照传统驱动桥的设计方法进行了载重汽车驱动桥的设计。

本设计首先确定主要部件的结构型式和主要设计参数；然后参考类似驱动桥的结构，确定出总体设计方案；最后对主，从动锥齿轮，差速器圆锥行星齿轮，半轴齿轮，全浮式半轴和整体式桥壳的强度进行校核以及对支承轴承进行了寿命校核。

本设计不是采用传统的双曲面锥齿轮作为载重汽车的主减速器而是采用弧齿锥齿轮，希望这能作为一个课题继续研究下去。

关键字：载重汽车驱动桥单级减速桥锥齿轮
The Designing of Heavy Truck Rear Drive Axles
Abstract
Drive axle is the one of automobile four important assemblies.It` performance directly influence on the entire automobile，especially for the heavy truck .Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed，heavy-loaded， high efficiency， high benefit today`heavy
truck
， single reduction final drive axle is. This design following the traditional designing method of the drive axle. First ，make up the main parts`structure and the key designing parameters; thus reference to the similar driving axle structure ， decide the entire designing project ; fanially check the strength of the axle drive bevel pinion ，bevel gear wheel ， the differentional planetary pinion， differential side gear ， full-floating axle shaft and the banjo axle housing ， and the life expection of carrier bearing . The designing take the spiral bevel gear for the tradional hypoid gear ，as the gear type of heavy truck`s final drive，with the expection of the question being discussed，further .
Key words:heavy truck drive axle single reduction final drive
bevel gear
1前言
本课题是对YC1090货车驱动桥的结构设计。

故本说明书将以“驱动桥设计”内容对驱动桥及其主要零部件的结构型式与设计计算作一一介绍
汽车驱动桥位于传动系的末端。

其基本功用首先是增扭，降速，改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩合理的分配给左右驱动车轮；其次，驱动桥还要承受作用于路面或车身之间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。

驱动桥一般由主减速器，差速器，车轮传动装置和桥壳组成。

驱动桥的设计，由驱动桥的结构组成、功用、工作特点及设计要求讲起，详细地分析了驱动桥总成的结构型式及布置方法；全面介绍了驱动桥车轮的传动装置和桥壳的各种结构型式与设计计算方法。

对于重型载货汽车来说，要传递的转矩较乘用车和客车，以及轻型商用车都要大得多，以便能够以较低的成本运输较多的货物，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而驱动桥在传动系统中起着举足轻重的作用。

汽车驱动桥是汽车的重大总成，承载着汽车的满载簧荷重及地面经车轮、车架及承载式车身经悬架给予的铅垂力、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的最大转矩，桥壳还承受着反作用力矩。

汽车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对乘用车，对于载货汽车，提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝，因为重型载货汽车所采用的发动机都是大功率，大转矩的，装载质量在四吨以上的载货汽车的发动机，最大功率在100KW以上，最大转矩也在350N·m以上，百公里油耗是一般都在30升左右。

为了降低油耗，不仅要在发动机的环节上节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。

这就必须在发动机的动力输出之后，在从发动机—传动轴—驱动桥这一动力输送环节中寻找减少能量在传递的过程中的损失。

驱动桥是将动力转化为能量的最终执行者。

因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较高的驱动桥便成了有效节油的措施之一。

所以设计新型的驱动桥成为新的课题。

目前我国正在大力发展汽车产业,采用后轮驱动汽车的平衡性和操作性都将会有很大的提高。

后轮驱动的汽车加速时，牵引力将不会由前轮发出，所以在加速转弯时，司机就会感到有更大的横向握持力，操作性能变好。

维修费用低也是后轮驱动的一个优点，尽管由于构造和车型的不同，这种费用将会有很大的差别。

设计驱动桥时应当满足如下基本要求：
1）选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。

2）外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。

3）齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。

4）在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。

5）具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击
载荷，提高汽车的平顺性。

6）与悬架导向机构运动协调。

7）结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修。

在本设计中还采用了AutoCAD绘图软件进行了工程图的绘制
，运用AutoCAD绘制了半轴、主减速器轴以及驱动桥壳体、主减速器壳体、圆弧锥齿轮的零件图，通过对
AutoCAD的编辑工具与命令的运用，掌握了从AutoCAD基础图形的绘制到基础零件的绘制到各类零件图的创建与绘制的方法，并且理解了机械图绘制的工作流程。

，为今后更好的学习和掌握各种应用软件和技能打下坚实的基础。

2驱动桥结构方案分析
由于要求设计的是4吨级的后驱动桥，要设计这样一个级别的驱动桥，一般选用非断开式结构以与非独立悬架相适应，该种形式的驱动桥的桥壳是一根支撑在左右驱动车轮的刚性空心梁，一般是铸造或钢板冲压而成，主减速器，差速器和半轴等所有传动件都装在其中，此时驱动桥，驱动车轮都属于簧下质量。

驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种如下：
1)中央单级减速驱动桥。

此是驱动桥结构中最为简单的一种，是驱动桥的基本形式，在载重汽车中占主导地位。

一般在主传动比小于6的情况下，应尽量采用中央单级减速驱动桥。

目前的中央单级减速器趋于采用双曲线螺旋伞齿轮，主动小齿轮采用骑马式支承，有差速锁装置供选用。

2)中央双级驱动桥。

由于中央双级减速桥均是在中央单级桥的速比超出一定数值或牵引总质量较大时，作为系列产品而派生出来的一种型号，它们很难变型为前驱动桥，使用受到一定限制；因此，综合来说，双级减速桥一般均不作为一种基本型驱动桥来发展，而是作为某一特殊考虑而派生出来的驱动桥存在。

3)中央单级、轮边减速驱动桥。

轮边减速驱动桥较为广泛地用于油田、建筑工地、矿山等非公路车与军用车上。

当前轮边减速桥可分为2类
：一类为圆锥行星齿轮式轮边减速桥；另一类为圆柱行星齿轮式轮边减速驱动桥。

综上所述，将设计的驱动桥的传动比定为4.444，小于6。

况且由于随着我国公路条件的改善和物流业对车辆性能要求的变化，重型汽车驱动桥技术已呈现出向单级化发展的趋势。

单级桥产品的优势为单级桥的发展拓展了广阔的前景。

从产品设计的角度看，重型车产品在主减速比小于6的情况下，应尽量选用单级减速驱动桥。

3 主减速器设计
2.1 主减速器的结构形式
主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。

2.1.1 主减速器的齿轮类型
主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。

在此选用弧齿锥齿轮传动，其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点。

由于轮齿端面重叠的影响，至少有两个以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小。

2.1.2 主减速器的减速形式
由上段分析设定采用i＜6小传动比，设定i=4.444，采用单级主减速器，单级减速驱动桥产品的优势：单级减速驱动车桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺较简单，成本较低，是驱动桥的基本型，在重型汽车上占有重要地位；
2.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式
作为一个4吨级的驱动桥，传动的转矩很大，所以主动锥齿轮采用骑马式支承。

装于轮齿大端一侧轴颈上的轴承，多采用两个可以预紧以增加支承刚度的圆锥滚子轴承，其中位于驱动桥前部的通常称为主动锥齿轮前轴承，其后部紧靠齿轮背面的那个齿轮称为主动锥齿轮后轴承；当采用骑马式支承时，装于齿轮小端一侧轴颈上的轴承称为导向轴承。

导向轴承都采用圆柱滚子式，并且内外圈可以分离（有时不带内圈），以利于拆
装。

2.2 主减速器的基本参数选择与计算
2.2.1 主减速器计算载荷的确定
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Ｔce
n K i T T T o TL e ce /max η⋅⋅⋅= m N ⋅ （2-1）
式中 TL i ——传动系的最低挡传动比，在此取9.01，此数据此参考斯太尔1291.260/N65
车型；
max e T ——发动机的输出的最大转矩350m N ⋅；
T η——传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9；
n ——该汽车的驱动桥数目在此取1；
o K ——1.0
由以上各参数可求Tce
Tce =
1444.49.00.101.9350⨯⨯⨯⨯=13612.7m N ⋅ 2. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cs T
LB LB r i r G T cs ⋅=ηϕ/2 m N ⋅ （2-3）
式中 2G ——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷， 取40000N
ϕ——轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取ϕ=0.85； r r ——车轮的滚动半径，轮胎型号为12.00R20，滚动半径为 0.527m ；
LB η，LB i ——分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和
传动比，LB η取0.9， LB i 取1.0
所以LB LB r cs i r G T ⋅=ηϕ/2=0
.19.0527.085.040000⨯⨯⨯=19908.9m N ⋅ 3. 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cf T
对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定：
()m N )(⋅+=
+⋅⋅+P H R LB LB r
T a cf f f f n
i r G G T η （2-4）
式中：a G ——汽车满载时的总重量，此取802000N ；
T G ——所牵引的挂车满载时总重量，0N ，但仅用于牵引车的计算；
R f ——道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.015~0.020；在此取0.018
H f ——汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，
对于载货汽车可取0.05~0.09在此取0.07
p f ——汽车的性能系数，取0；
LB η，LB i ，n ——见式（2-1），（2-3）下的说明。

所以 () )(P H R LB LB r
T a cf f f f n
i r G G T +=+⋅⋅+η
=
()007.0018.01
0.19.0527
.0802000++⨯⨯⨯=41326.2m N ⋅
式（2-1）～式（2-4）参考《汽车车桥设计》[1]式（3-10）～式（3-12）。

2.2.2 主减速器基本参数的选择
1. 主、从动锥齿轮齿数1z 和2z
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，1z ，2z 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小于40。

3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车1z 一般不小于6。

4）主传动比0i 较大时，1z 尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。

5）对于不同的主传动比，1z 和2z 应有适宜的搭配。

根据以上要求参考《汽车车桥设计》[1]中表3-12 表3-13取1z =9 2z =40 2. 从动锥齿轮大端分度圆直径2D 和端面模数t m
对于单级主减速器，增大尺寸2D 会影响驱动桥壳的离地间隙，减小2D 又会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。

2D 可根据经验公式初选，即
322c D T K D = （2-5）
2D K ——直径系数，一般取13.0～16.0
Tc ——从动锥齿轮的计算转矩，m N ⋅，为Tce 和Tcs 中的较小者，所以在此取Tc =13612.7m N ⋅
2D =（13.0～16.0）37.13612=（310.4～382）mm 初选2D =370mm 则t m =2D /2
z =370/40=9.25mm
有参考《机械设计手册》[2]
表23.4-3中t m 选取9 ， 则2D =360mm 根据t m =3c m T K 来校核s m =9选取的是否合适，其中m K =（0.3～0.4） 此处，t m =（0.3～0.4）37.13612=（7.16～9.55），因此满足校核。

3. 主，从动锥齿轮齿面宽1b 和2b
对于从动锥齿轮齿面宽2b ，推荐不大于节锥2A 的0.3倍，即223.0A b ≤，而且2b 应满足t m b 102≤，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：
22155.0D b ==0.155⨯428=55.9mm 在此取60mm
一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大20%较为合适，在此取1b =80mm 4.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，轮齿小端螺旋角最小，弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选β时应考虑它对齿面重合度ε，轮齿强度和轴向力大小
的影响，β越大，则ε也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，ε应不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好，但β过大，会导致轴向力增大。

汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为35°～40°，而商用车选用较小的β值以防止轴向力过大，通常取35°。

5. 螺旋方向
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的轴向力的方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。

所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。

6. 法向压力角
加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降，一般对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，规定重型载货汽车可选用22.5°的压力角。

2.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算
表2-1 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算用表
2.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算 1） 主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的强度计算
（1） 单位齿长上的圆周力
在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即
2
b P
p =
N ／mm (2-6) 式中：P ——作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩Temax 和最大附着力矩r r G ϕ2 两
种载荷工况进行计算，N ；
2b ——从动齿轮的齿面宽，在此取80mm. 按发动机最大转矩计算时：
21
3
max 2
10b d i T p g e ⨯= N ／mm （2-7）
式中：max e T ——发动机输出的最大转矩，在此取350m N ⋅；
g i ——变速器的传动比；
1d ——主动齿轮节圆直径，在此取108mm.
按上式802
108
1001.93503
⨯⨯⨯=p =730N ／mm
（2）轮齿的弯曲强度计算
汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为
J
m z b K K K K T v m
s ⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⨯⨯=2
03102σ N/2mm （2～9） 式中：T ——该齿轮的计算转矩，N ·m;
0K ——超载系数；在此取1.0 s K ——尺寸系数
当ｍ6.1≥时，4
4.25m K s =，在此44
.2512
=s K ＝0.829 m K ——载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，m K ＝1.00～1.1； v K ——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向 跳动精度高时，可取1.0; b ——计算齿轮的齿面宽，mm; z ——计算齿轮的齿数； m ——端面模数，mm;
J ——计算弯曲应力的综合系数，它综合考虑了齿形系数。

载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯
性系数等对弯曲应力计算的影响。

计算弯曲应力时本应采用轮齿中点圆周力与中点端面模数，今用大端模数，而在综合系数中进行修正。

按图2-1选取小齿轮的J ＝0.225，大齿轮J ＝0.195.
按上式2
3112
225.0444.4980105.1829.013.10305102⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=σ＝173 N/2mm < 210.3 N/2
mm 195
.0124080105.1829.013.103051022
32⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=σ=199.6 N/2mm <210.3 N/2
mm 所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。

图2-1 弯曲计算用综合系数J
(3) 轮齿的表面接触强度计算 锥齿轮的齿面接触应力为
bJ
K K K K TK d C v f m s p j 3
01102⨯=
σ N/2mm (2-10) 式中：T ——主动齿轮的计算转矩；
p C ——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.52
1
N /mm; 0K ，v K ，m K ——见式(2-9)下的说明；
s K ——尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的
情况下，可取1.0；
f K ——表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等），即
表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等）。

一般情况下，对于制造精确的齿轮可取1.0
J ——计算接触应力的综合系数（或称几何系数）。

它综合考虑了啮合齿面
的相对曲率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响，按图2-2选取J =0.115
按上式
444.4115.0751101101.1829.010********.2323
⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=j σ=1444 〈1750 N/2mm
主、从动齿轮的齿面接触应力相等。

所以均满足要求。

以上公式（2-6）～（2-10）以及图2-1，图2-2均参考《汽车车桥设计》［１］
图2-2 接触计算用综合系数。

2.2.6 主减速器轴承的计算
1．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向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。

为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。

汽车在行驶过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。

实践表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩d T 进行计算。

作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算：
3
1
3
3
3333
2223
11
1max 1001001001001001⎪⎭
⎪
⎬⎫⎪⎩
⎪⎨⎧⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛++⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛=TR gR iR T g i T g i T g i e d f i f f i f f i f f i f T T (2-11)
式中：max e T ——发动机最大转矩，在此取350N ·m ；
1i f ，2i f …iR f ——变速器在各挡的使用率，可参考表2-3选取； 1g i ，2g i …gR i ——变速器各挡的传动比；
1T f ，2T f …TR f ——变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表2-3选取；
表2-3 i f 及T f 的参考值
经计算d T 为1164.8Ｎ·ｍ
对于圆锥齿轮的齿面中点的分度圆直径
222sin γb d d m -=
2
1
21z z d d m
m = 经计算m d 1＝91.54mm m d 2=406.82mm
式（2-11）参考《汽车车桥设计》［１］。

(1) 齿宽中点处的圆周力
齿宽中点处的圆周力为
F ＝
m
d T
2 N (2-12) 式中：T ——作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩见
式(2-11);
m d ——该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径. 按上式圆周力 F =
54
.918
.11642⨯=25.44KN
（2）锥齿轮的轴向力和径向力
图2-3 主动锥齿轮齿面的受力图
如图2-3，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，F T 为作用在节锥面上的齿面宽中点A 处的法向力，在A 点处的螺旋方向的法平面内，F T 分解成两个相互垂直的力F N 和f F ，F N 垂直于OA 且位于∠OO ′A 所在的平面，f F 位于以OA 为切线的节锥切平面内。

f F 在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力F 和沿节圆母线方向的力Fs 。

F 与f F 之间的夹角为螺旋角β，F T 与f F 之间的夹角为法向压力角α，这样就有：
ββαtan sin cos F F F T S == （2-13） βααcos /tan sin F F F T N == （2-14）
βαcos cos T F F = （2-15）
于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力A 和径向力R 分别为 ()γβγαβ
γγcos sin sin tan cos cos sin +=
+=F
F F F S N az （2-16）
()γβγαβ
γγsin sin cos tan cos sin cos -=
-=F
F F F S N Rz （2-17） 有式（2-16）可计算()=︒︒+︒︒⨯=
︒628.12cos 35sin 628.12sin 5.22tan 35cos 1045.253
az F 20201N 有式（2-17）可计算Rz F ()︒︒-︒︒︒
⨯=
628.12sin 35sin 628.12cos 5.22tan 35cos 1045.253
=9661N 式（2-12）～式（2-17）参考《汽车设计》[3]。

2.主减速器轴承载荷的计算
轴承的轴向载荷就是上述的齿轮的轴向力。

但如果采用圆锥滚子轴承作支承时，还应考虑径向力所应起的派生轴向力的影响。

而轴承的径向载荷则是上述齿轮的径向力，圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。

对于采用骑马式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图2-4所示
图2-4 主减速器轴承的布置尺寸
轴承A ，B 的径向载荷分别为
R A =
()()225.01
m aZ RZ d F b F b F a ⋅-⋅+⋅
（2-18） ()()225.01
m aZ RZ B d F c F c F a
R ⋅+⋅+⋅=
（2-19） 根据上式已知aZ F =20201N ，RZ F =9661N ，a=134mm ，b=84mm ，c=50mm
所以轴承A 的径向力A R =
()()2254.91202015.08496618425450134
1⨯⨯-⨯+⨯
=15975N 其轴向力为0
轴承B 的径向力R B =
()()2254.91202415.05096615025450134
1⨯⨯+⨯+⨯
=13364N
（1）对于轴承A ，只承受径向载荷所以采用圆柱滚子轴承N307E ，此轴承的额定动载荷Cr 为102.85KN ，所承受的当量动载荷Q=X ·R A =1×15976=15976N 。

所以有公式 6
10⨯⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛=ε
Q f Cr f L p t s (2-20)
式中:t f ——为温度系数，在此取1.0;
p f ——为载荷系数，在此取1.2。

所以L =63
103
1015976
2.110
85.1021⨯⎪⎪⎭
⎫ ⎝
⎛⨯⨯⨯=2.703×108s 此外对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速2n 为 r
am
r v n 66.22= r/min (2-21) 式中：r r ——轮胎的滚动半径，m
am v ——汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取30～35 km/h ，在此取32.5 km/h 。

所以有上式可得2n =
5275
.05
.3266.2⨯=163.89 r/min
而主动锥齿轮的计算转速1n =163.89×4.444=728 r/min 所以轴承能工作的额定轴承寿命： n
L
L h 60=
h h L (2-22) 式中: n ——轴承的计算转速，r/min 。

有上式可得轴承A 的使用寿命728
6010703.28
⨯⨯=h L =6188 h
若大修里程S 定为100000公里，可计算出预期寿命即
h L '=am
v S
h (2-23) 所以h L '=
5
.32100000
=3076.9 h 和h L 比较，h L 〉h L '，故轴承符合使用要求。

（2）对于轴承B ，选用圆锥滚子轴承33217。

在此径向力R=13369N 轴向力A=20202N ，所以R
A
=1.51〈e 由《机械设计》[6]中 表18.7可查得X=1.0，Y=0.45cota=1.6×
α
α
cot 4.0cot 45.0=1.8
当量动载荷 Q=()YA XR f d + （2-24） 式中：d f ——冲击载荷系数在此取1.2
有上式可得Q=1.2（1×13369+1.8×20202）=61618.5N 由于采用的是成对轴承∑r C =1.71Cr
所以轴承的使用寿命由式（2-20）和式（2-22）可得
h L =
ε
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛∑Q Cr n 16670=3
105.6161871.116800072816670
⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯=3876.6 h>3076.9 h=h L ' 所以轴承符合使用要求。

对于从动齿轮的轴承C ，D 的径向力计算公式见式（2-18）和式（2-19）已知F=25450N ，
aZ F =9662N ，RZ F =20202N ，a=410mm ，b=160mm.c=250mm 所以，轴承C 的径向力：
c R =
()()2282.40696625.0160202021600254504101⨯⨯-⨯+⨯=10401.3N 轴承D 的径向力：
D R =
()()2
282.40696625.02502020225025450410
1⨯⨯+⨯+⨯=23100.5N
轴承C ，D 均采用圆锥滚子轴承32218，其额定动载荷Cr 为134097N （3）对于轴承C ，轴向力A=9662N ，径向力R=10401.3N ，并且
R
A
=0.93〉e ，在此e 值为1.5tana 约为0.402，由《机械设计》[6]中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6 所以Q=()YR XA f d +=1.2(0.4×9662＋1.6×10401.3)=24608.256N
h L =
ε
⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛∑Q Cr n 16670=3
10256.2460813409789.16316670⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯=2896 3 h>h L ' 所以轴承C 满足使用要求。

（4）对于轴承D ，轴向力A=0N ，径向力R=23100.5N ，并且
R
A
=.4187〉e 由《机械设计》[6]中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6 所以Q=()YR XA f d +=1.2×(1.6×23100.5)=44352.96N
h L =
ε
⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛∑Q Cr n 16670=3
10
96.4435213409789.16316670⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯=4064.8 h >h L ' 所以轴承D 满足使用要求。

此节计算内容参考了《汽车车桥设计》[1]和《汽车设计》[3]关于主减速器的有关计 算。

3 差速器设计
差速器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。

差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。

3.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构
普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。

如图3-2所示。

其广泛用于各类车辆上。

图3-2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器
1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片；
7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳
3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计
由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。

差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。

3.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择
1.行星齿轮数目的选择
载货汽车采用4个行星齿轮。

2.行星齿轮球面半径B R的确定
圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径B R，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。

球面半径B R可按如下的经验公式确定：
3T
R B
K
B mm (3-3)
式中：B
K——行星齿轮球面半径系数，可取2.52～2.99，对于有4个行星齿轮的载货汽车取小值；
T ——计算转矩，取Tce 和Tcs 的较小值，T =13612.7N ·m. 根据上式B R =2.637.13612=62mm 所以预选其节锥距A 0=62mm 3.行星齿轮与半轴齿轮的选择
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。

但一般不少于10。

半轴齿轮的齿数采用14～25，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比
1z /2z 在1.5～2.0的范围内。

差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数L z 2，R z 2之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为：
I n
z z R
L =+22 （3-4） 式中：L z 2，R z 2——左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，L z 2=R z 2 n ——行星齿轮数目； I ——任意整数。

在此2z =18，1z =10 满足以上要求。

4.差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角1γ，2γ 211arctan
z z =γ=18
10
arctan =29.05° 1γ=90°-2γ=60.95° 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m m=
110sin 2γz A =220sin 2γz A =︒⨯05.29sin 10
802=6.78 由于强度的要求在此取m=8mm。