驱动桥设计说明书

汽车设计课程设计
轻型货车驱动桥设计
姓名: 黄华明
学号: 12431173
专业班级: 机英123
指导教师: 王淑芬
题目：
1. 整车性能参数：
驱动形式6x2后轮；
轴距3800mm；
轮距前/ 后1750/1586mm;
整备质量4310kg ;
额定载质量5000kg ；
空载时前轴分配负荷45%满载时前轴分配负荷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YC4E140-20 ；
最大功率99.36KW/3000rpm ；
最大转矩380N- m/1200~1400rpm
变速器传动比7.7 4.1 2.34 1.51 0.81 ；
倒挡8.72 ；
轮胎规格9.00-20 ；
离地间隙＞280mm。

2. 具体设计任务：
1）查阅相关资料，根据其发动机和变速箱的参数、汽车动力性的要求，确定驱动桥上主减速器的减速形式，对驱动桥总体进行方案设计和结构设计。

2）校核满载时的驱动力，对汽车的动力性进行验算。

3 ）根据设计参数对主要零部件进行设计与强度计算。

4）绘制所有零件图和装配图。

5）完成6千字的设计说明书。

第1章驱动桥的总体方案确定
1.1驱动桥的结构和种类和设计要求
1.1.1汽车车桥的种类
汽车的驱动桥与从动桥统称为车桥，车桥通过悬架与车架（或承载式车身）相连, 它的两端安装车轮，其功用是传递车架（或承载式车身）于车轮之间各方向的作用力及其力矩。

根据悬架结构的不同，车桥分为整体式和断开式两种。

当采用非独立悬架时，车桥中部是刚性的实心或空心梁，这种车桥即为整体式车桥；断开式车桥为活动关节式结构，与独立悬架配用。

在绝大多数的载货汽车和少数轿车上，采用的是整体式非断开式。

断开式驱动桥两侧车轮可独立相对于车厢上下摆动。

根据车桥上车轮的作用，车桥又可分为转向桥、驱动桥、转向驱动桥和支持桥四种类型。

其中，转向桥和支持桥都属于从动桥，一般货车多以前桥为转向桥，而后桥或中后两桥为驱动桥。

1.1.2驱动桥的种类
驱动桥位于传动系末端，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和车架或车厢之间的垂直力、纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩。

驱动桥分为断开式和非断开式两种。

驱动桥的结构型式与驱动车轮的悬挂型式密切相关。

当驱动车轮采用非独立悬挂时，例如在绝大多数的载货汽车和部分小轿车上，都是采用非断开式驱动桥，其桥壳是一根支撑在左右驱动车轮上的刚性空心梁，主减速器、差速器和半轴等所有的传动件都装在其中；当驱动车轮采用独立悬挂时，则配以断开式驱动桥。

1.1.3驱动桥结构组成
在多数汽车中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置（半轴）及桥壳等部件如图1.1所示。

1 2 3 4 5 6
1-轮毂2-半轴3-钢板弹簧座4-主减速器从动锥齿轮5-主减速器主动锥齿轮6-差速器总成
图1.1驱动桥
1.1.4驱动桥设计要求
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，调整方便。

1.2设计车型主要参数
轮距（双胎中心线）3800 mm
1.3主减速器结构方案的确定
1.3.1主减速比的计算
主减速比i o对主减速器的结构形式、轮廓尺寸、质量大小影响很大。

当变速器处于最高档位时i o 对汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。

i o的选择应在汽车总体
设计时和传动系统的总传动比一起由整车动力计算来确定。

可利用在不同的下的功率平衡图来计算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的方法来选择i o值，可是汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。

对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率P amax 及其转速“p的情况下，所选择的i o值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速V amax。

这时i o值应按下式来确定⑸：
i o =0.377 “P
（1.1
）
V amax i
gh
式中：r r——车轮的滚动半径，r「=0.405m
i gh ----------- 变速器最高档传动比1.0 （为直接档）。

n p ——最大功率转速3200 r/min
V a ——最大车速90km/h
对于与其他汽车来说，为了得到足够的功率而使最高车速稍有下降，一般选得比最小值大10%〜25%，即按下式选择：
i o = （0.377~0.472）—（1.2）
V a max i gh
经计算初步确定i o =6.14
按上式求得的i o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的齿数对i0予以校正并最后确定。

1.3.2主减速器的齿轮类型
本次设计米用螺旋锥齿轮。

轮距（双胎中心线）3800 mm 1.3.3主减速器的减速形式
本次设计货车主减速比i0=6.14，所以采用单级主减速器134主减速器主从动锥齿轮的支承形式及安装方法
1、主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择
现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承形式有如下两种：
（1）悬臂式；（2）骑马式
跟据实际情况，所设计的为轻型货车所以采用悬臂式支撑。

2、主减速器从动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择
本次设计主动锥齿轮采用悬臂式支撑（圆锥滚子轴承），从动锥齿轮采用骑马式支撑（圆锥滚子轴承）。

1.4差速器结构方案的确定
本次设计选用：普通锥齿轮式差速器，因为它结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥。

1.5半轴形式的确定
根据相关车型及设计要求，本设计采用全浮半轴。

1.6桥壳形式的确定
桥壳的结构型式大致分为可分式，组合式整体式三种。

本次设计驱动桥壳就选用整体式桥壳。

第2章主减速器设计
2.1概述
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。

2.2主减速器齿轮参数的选择与强度计算
2.2.1主减速器齿轮计算载荷的确定
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
T j T je T
emax i
TL K
0 T /n
i TL ----------- 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
i TL =i 0 i 1 =6.14 6.01=36.9014
变速器传动比i 1=6.01;
T
——上述传动部分的效率，取
T
=0.9；
K 。

——超载系数，取K °=1.0;
n ――驱动桥数目1。

T je =201
36.9014 1 0.9/1=6675.46
2、按驱动轮在良好路面上打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩
T j
G 2 r r
1 j
:__
LB i LB
式中：G 2 ――汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，
N ;但后桥来说还应考虑到
汽车加速时负腷增大量，可初取：
G 2=G 满 >9.8=4100 g .8=40180N ;
轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取 对于越野汽车，取 =1.0;
je
(2.1)
式中.T
emax
发动机最大转矩201 N m ;
(2.2)
=0.85;
——车轮滚动半径，0.405m ；
LB ,i LB
――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 传动比，分别取
0.96和1。

G 2
r r 40180 0.85 0.405
T -
-=
=14408.29
LB L B
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（T je ,T j ）的较小者，作为载货汽车计算中用 以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。

由式（2.1），式（2.2）求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能 用它作为疲劳损坏依据。

汽车的类型很多，行驶工况又非常复杂，轿车一般在高速轻 载条件下工作，而矿用车和越野车在高负荷低车速条件下工作，对于公路车辆来说， 使用条件较非公路用车稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的， 即主减速器的平均计算转矩。

3、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 T m
传动比i o 较大时，Z i 尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。

对于不同的主传动 比，Z i 和Z 2应有
0.96 1
jm
T jm =
(G -^^) r
i LB LB
= (f R n
H
f p )
(2.3)
式中：G a ——汽车满载总重 N, G a =6000>9.8=58800N ;
G T ——所牵引的挂车满载总重，N ，仅用于牵引车取G T =0；
R
――道路滚动阻力系数，初取f R =0.015; H ――汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。

初取
f H =0.05；
P
――汽车性能系数
1
0.195(G a G T )]
P
[ 16
]
100
T emax
(2.4)
当 0.
195(Ga
G T )
=57.04>16时，取 f p =o 。

T e max
T jm =
(G ^
1
)r r
i LB LB
n (f
R
58800 0.405
(O .O 15 0.05 0)=1612.4
0.96 1 1
2.2.2主减速器齿轮参数的选择
主、从动齿数的选择
选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：
为了磨合均匀，Z i ，Z 2之间应避免有
公约数；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;为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车
乙一般不小于6;主
1、 Z i
适宜的搭配。

主减速器的传动比为6.14，初定主动齿轮齿数z i=7，从动齿轮齿数Z2=43。

2、从动锥齿轮节圆直径d2及端面模数m t的选择
根据从动锥齿轮的计算转矩(见式2.1和式2.2并取两式计算结果中较小的一个作为计算依据)按经验公式选出：
d2 K d2斤(2.5) 式中：K d2――直径系数，取K d2=13〜16;
T j ――计算转矩，N m，取T j，T je较小的。

取J =6675.46。

计算得，d2=244.78〜301.26mm,初取d 2=300mm。

d2选定后，可按式m d2 / Z2算出从动齿轮大端模数，并用下式校核
m t K m [T j (2.6)式中：K m ——模数系数，取Km=0.3~0.4;
T j ---------- 计算转矩，N m，取0。

m t K m3T j=(0.3~ 0.4) . 6675.46 =5.67~7.5
由GB/T12368-1990，取m t=7mm,满足校核。

所以有：d1=49mm d2=301mm。

3、螺旋锥齿轮齿面宽的选择
通常推荐圆锥齿轮从动齿轮的齿宽F为其节锥距A0的0.3倍。

对于汽车工业，主减速器螺旋锥齿轮面宽度推荐采用：
F=0.155d2=46.66mm，可初取F2=50mm。

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10%较为合适，在此取F1 =55mm0
4、螺旋锥齿轮螺旋方向
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。

5、旋角的选择
螺旋角是在节锥表面的展开图上定义的，齿面宽中点处为该齿轮的名义螺旋角螺旋角应足够大以使m F 1.25。

因m F越大传动就越干稳，噪声就越低。

在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用35°
6、法向压力角a的选择
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，载货汽车可选用20。

压力角。

7、主从动锥齿轮几何计算
计算结果如表2.1
表
主减速器齿轮的几何尺寸计算用表
223螺旋锥齿轮的强度计算
1损坏形式及寿命
在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的
强度和寿命以及安全可靠性地工作。

在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式
及其影响因素。

齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。

它们的主要特点及影响因素分述如下：
汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。

其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。

在要求使用寿命为20万千米或以上时，其循环次数均以超过材料的耐久疲劳次数。

因此，驱动桥齿轮的许用弯曲应力不超过210.9N/mm2 实践表明，主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷（即平均计算转矩）有
关，而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。

汽车驱动桥的最大输出转矩和
最大附着转矩并不是使用中的持续载荷，强度计算时只能用它来验算最大应力，不能
作为疲劳损坏的依据。

1主减速器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
P P -
( 2.7)
式中：p -------- 单位齿长上的圆周力，N/mm ；
P ――作用在齿轮上的圆周力，N ，按发动机最大转矩T emax 和最大附着力矩G ?戸
两种载荷工况进行计算。

按发动机最大转矩计算时:
按最大附着力矩计算时：
p G
2
J F 103
(2.9)
2
式中：G 2 ――汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，
对于后驱动桥还应考虑
汽车最大加速时的负荷增加量，在此取 40180N ; ――轮胎与地面的附着系数，在此取 0.85;
r r ――轮胎的滚动半径，在此取 0.405m ；
按上式p
3
40180 0.85 0.405 10 =1838.13 N / mm 。

150.05 50
虽然附着力矩产生的p 很大，但由于发动机最大转矩的限制 p 最大只有986.13
N/mm 可知，校核成功。

（2）轮齿的弯曲强度计算
汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力
w
（N /mm 2）为
T emax
i g 103
(2.8)
式中：T e max
d i
2
发动机输出的最大转矩，在此取 201 N m ； i g ---------- 变速器的传动比； 主动齿轮节圆直径，在此取 49mm.;
3
201 6.01 10
986.13 N / mm
49
50 2
3
201 1 10 164.08 N /m 。

49
50 2
d i
按上式计算一档时:
直接档时:
式中：
2 10
3 T j K g K S K m
w K F——…- （2.10）
K v F z m J
T j ――齿轮计算转矩，对从动齿轮，取T j，T je较小的者即T je =6675.46和
T jm =1612.4来计算；对主动齿轮应分别除以传动效率和传动比得
T je1 =1132.51，T jm1 =273.54；
K o 超载系数，1.0；
K s――尺寸系数心二.m=0.7245;
25.4
K m ――载荷分配系数取K m=1；
K v——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径向跳动精度高时，取1；
J――计算弯曲应力用的综合系数，见图 3.1，J! =0.242，J2=0.181。

按 J 计算：主动锥齿轮弯曲应力w1 =359.45 N/mm2 <700 N/mm2
从动锥齿轮弯曲应力w2=507.27 N/mm2 <700 N/mm2按T jm计算：主动锥齿轮弯曲应力w1 =116.08 N/mm2 <210.9 N/mm2
从动锥齿轮弯曲应力w2=122.53 N/mm2 <210.9N/mm2综上所述，计算的齿轮满足弯曲强度的要求。

（3）轮齿的接触强度计算
螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力j （N/mm 2）为：
C p 2 T jz K。

K s K m K f 103
j d1 ' K v F J
式中：T jz ――主动齿轮计算转矩分别为T je1=1132.51，T jm1 =273.54;
1
C p 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N 2/ mm ; d1主动齿轮节圆直径，49mm；
K o，K v，K m 同3.10;
K s ---------- 尺寸系数，心=1；
K f ――表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1;
F――齿面宽，取齿轮副中较小值即从动齿轮齿宽50mm；
J ----- 计算应力的综合系数，J =0.135
(2.11)
按 J 计算，j=2749.78<2800N/mm2
按T jm 计算，j =1351.41<1750N/mm2
轮齿齿面接触强度满足校核。

(4)主动齿轮轴的弯矩
危险截面上的合成弯曲应力为：
M M2 T2
(2.12)
W W
3
式中：W ——弯曲截面系数,W ——，D=35mm ;
32
T ――主动齿轮计算转矩为273.54
M ――危险截面弯矩，主动齿轮径向力为3091.05N。

经计算，=66.7MPa< =230MPa
所以主动齿轮轴满足要求。

2.2.4主减速器的轴承计算
轴承的计算主要是计算轴承的寿命。

设计时，通常是先根据主减速器的结构尺寸初步确定轴承
的型号，然后验算轴承寿命。

影响轴承寿命的主要外因是它的工作载荷及工作条件，因此在验算轴承
寿命之前，应先求出作用在齿轮上的轴向力、径向力、圆周力，然后再求出轴承反力，以确定轴承载荷。

1、作用在主减速器主动齿轮上的力
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。

作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算:
发动机最大转矩，在此取201N ・m ；
f i1 , f i2…f iR ――变速器在各挡的使用率，选取0.5%, 2%, 5%, 15%, 77.5%;
i g1 , i g2 •-i gR ——变速器各挡的传动比 6.01, 3.82, 2.44, 1.55, 1;
f T1 , f T2…f TR ---------------- 变速器在各挡时的发动机的利用率，
选取50%, 60%, 70%, 70%,
60%。

经计算 T d =193.732 N m
齿面宽中点的圆周力P 为:
P 辽=9459.57N
d m
齿廓表面的法向压力角20 ; 主动齿轮的节锥角9.246 ;
3
1
. f T1 T d T e max
f i 1 i g1 —
100 100
3
.f T2
,
f i2 i g2
f i3 i g3
100 100
3
f T3
3
.f TR
f iR i gR
100
1
3
(2.13)
式中： T e max
(2.14)
式中：T ——作用在该齿轮上的转矩
主动齿轮的当量转矩
Tw ；
该齿轮齿面宽中点的分度圆直径。

对于螺旋锥齿轮
d 2m d 2 F 2sin 2 Z 1 d 1m d 2m -
Z 2
所以：d 1m = 40.96mm d 2m =251.64mm ；
2
――从动齿轮的节锥角80.753 计算
螺旋锥齿轮的轴向力与径向力如下： (1)主动齿轮的螺旋方向为左；
旋转方向为顺时针:
P A 1
(tan
cos sin 1 sin cos 1) =7204.88 N (2.15)
R i
P (ta n
cos cos 1 sin sin 1) = 3091.05 N
(2.16)
(2)从动齿轮的螺旋方向为右:
旋转方向为逆时针:
A 2
P (ta n cos sin 2 sin cos 2) =3091.05( N ) (2.17)
R 2
P (ta n
cos
cos 2 sin sin 2) =7204.88( N ) (2.18)
式中:
从动齿轮的节锥角80.753
2、主减速器轴承载荷的计算
对于采用悬臂式的主动锥齿轮和跨置式的从动锥齿轮的轴承径向载荷， 轴承A ，B 的径向载荷分别为
1 '
2 2
R A = . P b
R 1 b 0.5A d 1m （2.19）
a R B 1J Pc 2
R 1 c 0.5A d 1m 2
（ 2.20）
a '
式中：已知 P=9459.57N , R i =3091.05N , A “=7204.88N , d im = 40.96mm, a=43mm,
b=26mm , c=69mm 。

所以，轴承 A 的径向力R A =5929.29 N
轴承B 的径向力R B =12255.52 N
轴承的寿命为
L
f t
Cr
106 s （2.21）
f p Q
式中：f t ——为温度系数，在此取1.0;
f p ——为载荷系数，在此取1.2;
Cr ----- 额定动载荷，N :其值根据轴承型号确定。

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 n 2
为
2.66V am
n 2
r r
式中：r r ——轮胎的滚动半径，0.405m ；
v am ――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 。

2.66 32.5
所以有上式可得n 2=
=213.45 r/min
0.405
主动锥齿轮的计算转速 n 1=213.45 >6.14=1310.58 r/min 。

所以轴承能工作的额定轴承寿命：
(2.23)
r/min (2.22)
L 60n
式中：n轴承的计算转速，1310.50r/min。

若大修里程S 定为100000公里，可计算出预期寿命即
L'h =^ h
V am
100000
所以 L'h =
=3076.9 h
32.5
对于轴承A 和B ，在此并不是单独一个轴承，而是一对轴承，根据尺寸，在此选
用30207型轴承， A
在此径向力 R A =5929.29N ，轴向力 A=7204.88N ，所以-=1.21>e
R
式中：f d ——冲击载荷系数在此取1.2;
所以轴承A 符合使用要求。

Q= f d XR B YA
式中：f d ——冲击载荷系数在此取1.2；
所以轴承B 符合使用要求。

R c = \/ P b 2
R 2 b 0.5A 2
d 2m 2
a '
R D P c? R 2 c 0.5A ? d 2m 2
a
已知：P=9459.57N ，A 2=3091.05N ，R 2=7204.88N ，a=240mm ，b=124mm.c=116mm 所以，轴承C 的径向力：R c =4887.4N ;轴承D 的径向力：R D =9939.38N
(2.24)
d=35mm,D=72mm , Cr=54.2KN , e=0.37
对于轴承A ,
X=0.4，Y=1.6
当量动载荷
Q= f d XR B YA
(2.25)
所以，Q=1.2 (0.4 >5929.29+1.6 7204.88) =16679.4N 。

由于采用的是成对轴承C r
L h 圧乞
60n Q
16666.7 1310.58
=2Cr ，所以轴承的使用寿命为：
10 3
=6514.5 h>3076.9 h=L'h
54200 2 16679.4
对于轴承B ，径向力R B =12255.53N ,
A
轴向力 A=7204.88,所以-=0.47>e
X=0.4,Y=1.6
当量动载荷 (2.26)
所以，Q=1.2 (0.4 >12255.53+1.6 7204.88) =19715.7N
10
3
=
3
L h = ^ 乞
60n Q
16666.7 1310.58 54200 2
19715.7 对于从动齿轮的轴承C ，D 的径向力 (2.27) (2.28)
根据尺寸，轴承C,D 均采用32103,其额定动载荷Cr 为82.8KN,D=100mm ,d=65mm
T=23mm , e=0.35
A
对于轴承 C ,轴向力 A=3091.05N ,径向力 R c =4887.4N ,并且-=0.63>e,
X=0.4,
R
Y=1.7
所以 Q= f d XA YR =1.2(0.4 3091.05+ 1.7 ：9939.38)=2176.03N
10
,
16666.7 Cr
16666.7
82800 ‘
L h =
=
=6716.17>L'h
n
Q
213.45
21760.03
所以轴承C 满足使用要求。

对于轴承D ，轴向力 A=0N ，径向力R=23100.5N,X=1,丫=0。

所以 Q=9939.38N
,_ 16666.7 Cr _ 16666.7
Lh
= =^5
所以轴承D 满足使用要求。

2.3主减速器齿轮材料及热处理
汽车主减速器用的螺旋锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金 钢制造。

在此，齿轮所采用的钢为 20CrM nTi
用渗碳合金钢制造的齿轮，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 。

对于渗碳深度有如下的规定：当端面模数
时， 为0.9〜1.3mm
当端面模数 m >5〜8时，为1.0〜1.4mm
2.4主减速器的润滑
主加速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，
其中尤其应注意主
减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，因为其润滑不能靠润滑油的飞溅来实现。

为了防止因温度升高而使主减速器壳和桥壳内部压力增高所引起的漏油，应在主 减速器壳上或桥壳上装置通气塞，后者应避开油溅所及之处。

加油孔应设置在加油方便之处，油孔位置也决定了油面位置。

放油孔应设在桥壳 最低处，但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。

10
82800 三 =91507.36 h >L'h
9939.38
第3章差速器设计
3.1概述
汽车在行使过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，贝U不论转弯行使或直线行使，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎磨损，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。

为此，在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。

差速器是个差速传动机构，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。

3.2对称式圆锥行星齿轮差速器原理
对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构
当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径r上的A、B、C三点的圆周速度都相等，其值为°r。

于是1= 2= 0，即差速器不起作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。

当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度4自转时，啮合点A的圆周速度为i r= 0 r + 4 r，啮合点B的圆周速度为2 r = °r - 4 r。

于是
i r+ 2 r= ( 0 r + 4 r ) +( °r- 4 r)
即i+ 2=2 0 (3.1)若角速度以每分钟转数n表示，则
n i n2 2n°(3.2) 3.3对称式圆锥行星齿轮差速器的结构
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本设计即使用普通锥齿轮差速器。

3.4 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计
3.4.1差速器齿轮的基本参数选择
1、行星齿轮数目的选择载货汽车多用4个行星齿轮
Z 1
Z 2
2、行星齿轮球面半径R B (mm 的确定
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
R B ,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，在一定程度上表征了差速 器的强度。

球面半径可根据经验公式来确定：
3 -------
K B .J (mm )
式中：K B ――行星齿轮球面半径系数，2.52〜2.99;
T j ――，取 T j ，T je 较小的者即 T je =6675.46。

经计算 R B =47.45~56.29mm,取 R B =55mm
差速器行星齿轮球面半径R B 确定后，即根据下式预选其节锥距:
A o = ( 0.98 〜0.99) R
B =53.9〜54.45mm 取 54mm
3、行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择
为了得到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
应少于10。

半轴齿轮的齿数采用14〜25。

半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在 1.5〜2范围内。

在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数 z 2L ,z 2R 之和，必须能
被行星齿轮的数目n 所整除，否则将不能安装，即应满足：
(3.3)
(3.4)
式中:
Z 2L Z 2r
=I n
左，右半轴齿数，Z 2L = Z 2r ；
n ---- 行星齿轮数，n=4; I ――任意整数
Z 2L 、 Z 2r 取行星齿轮齿数z 1=10，半轴齿轮齿数Z 2=18，满足条件。

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
求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角
Z 1
1 arctan 29.05 ; 1 Z 2
式中：Z 1, Z 2 ------- 行星齿轮和半轴齿轮齿数。

Z 2 arctan 60.95 ;
Z 1 再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数:
m 2
A 0sin 1
2
A 0 sin 2 =5.24 (3.5)
(3.6)
(3.7)
R B
由机械设计手册：GB/T12368-1990，取标准模数m =5mm ； 确定模数后，节圆直径d 即可由下式求得：
5、 压力角
目前汽车差速器齿轮大都选用22 30'的压力角，齿高系数为0.8,最少齿数可减至 10，并且再小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的情况下还可由切相修正加大半轴齿轮齿 厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。

6、 行星齿轮安装孔直径及其深度L 的确定
行星齿轮安装孔与行星齿轮名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度 L 就是行
星齿轮在其轴上的支承长度。

L 1.1 =26（ mm ）
式中：T 。

——差速器传递的转矩 6675.46N m ；
n ----- 行星齿轮数4；
l ——行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm.丨0.5d 2，d^是半轴齿轮齿面
宽中点处的直径d 2
0.8d 2， l=36mm ；
[c ]――支承面的许用挤压应力，取为 69MPa.
3.4.2差速器齿轮的几何尺寸计算
取 T =.O485。

3.4.3差速器齿轮的强度计算
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，所以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[13]。

汽车差速器齿轮的弯曲应力为
2 103TK °K s K m
K v Fz 2m 2 J
式中：T ――差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，
N m ；
d 1 mz i 50mm; d 2 mz 2 90mm
(3.8)
1.1 2
T 。

103 [c ] nl
T 0 103 .1.1[ c ]nl
=24 mm
(3.9)
(3.10)。