驱动桥设计

摘要
驱动桥作为汽车的重要组成部分，它的性能的好坏直接影响整车性能。

其一般由主减速器、差速器、半轴及桥壳四部分组成，基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左、右车轮，并使左、右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能；此外，还要承受作用于路面和车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力。

此次设计先论述了驱动桥的总体结构，在分析驱动桥各部分结构型式、发展过程及其以往形式的优缺点的基础上，确定了总体设计方案：采用整体式驱动桥，主减速器的减速型式采用双级减速器，主减速器齿轮采用螺旋锥齿轮，差速器采用圆锥行星齿轮差速器，半轴采用全浮式型式，桥壳采用铸造整体式桥壳。

此次设计中，主要完成了双级减速器、圆锥行星齿轮差速器、全浮式半轴的设计和桥壳的校核及材料选取等工作。

关键字：驱动桥、双级主减速器、弧齿锥齿轮、
ABSTRACT
Driving axle assembly is one of the important vehicle carrying pieces and can directly impact on the whole vehicle's performance and its effective life. Driving Axle is consisted of Main Decelerator, Differential Mechanism, Half Shaft and Axle Housing. The basic function of Driving Axle is to increase the torque transmitted by Drive Shaft or directly transmitted by Gearbox, then distributes it to left and right wheel, and make these two wheels have the differential function which is required in Automobile Driving Kinematics; besides, the Driving Axle must also stand the lead hangs down strength, the longitudinal force and the transverse force acted on the road surface, the frame or the compartment lead.The configuration of the Driving Axle is introduced in the thesis at first. On the basis of the analysis of the structure and the developing process of Driving Axle, the design adopted the Integral Driving Axle, Double Reduction Gear for Main Decelerator’s deceleration form, Spiral Bevel Gear for Main Decelerator’s gear, Full Floating for Axle and Casting Integral Axle Housing for Axle Housing. In the design, we accomplished the design for Double Reduction Gear, tapered Planetary Gear Differential Mechanism, Full Floating Axle, the checking of Axle Housing and the election of the material and so on.
Key words: Driving Axle；Double Main Decelerator；Single Reduction Final Drive
目录
摘要 (I)
ABSTRACT (II)
目录 (III)
第1章绪论 (1)
1.1选题的目的和意义 (1)
1.2研究现状 (1)
1.2.1国内现状 (1)
1.2.2国外现状 (2)
第2章驱动桥结构方案分析 (4)
第3章主减速器设计 (5)
3.1 主减速器的结构形式 (5)
3.1.1 主减速器的齿轮类型 (5)
3.1.2 主减速器的减速形式 (5)
3.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式 (5)
3.2主减速器的基本参数选择与设计计算 (6)
3.2.1 主减速器计算载荷的确定................ 错误！未定义书签。

3.2.2 主减速器基本参数的选择................ 错误！未定义书签。

3.2.3主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算....... 错误！未定义书签。

3.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算.......... 错误！未定义书签。

3.2.5 主减速器齿轮的材料及热处理............ 错误！未定义书签。

3.2.6 主减速器轴承的计算.................... 错误！未定义书签。

第4章差速器设计 (11)
4.1对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 (11)
4.2对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 (12)
4.3对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 (13)
4.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择 (13)
4.3.2 差速器齿轮的几何计算 (15)
4.3.3 差速器齿轮的强度计算 (15)
第5章驱动半轴的设计 (17)
5.1 全浮式半轴计算载荷的确定 (17)
5.2全浮式半轴的杆部直径的初选 (18)
5.3全浮式半轴的强度计算 (18)
5.4半轴花键的强度计算 (19)
第6章驱动桥壳的设计 (20)
6.1铸造整体式桥壳的结构 (20)
6.2桥壳的受力分析与强度计算 (21)
6.2.1 桥壳的静弯曲应力计算 (21)
6.2.2 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算 (24)
6.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算 (24)
结论 (27)
致谢 (28)
参考文献 (29)
附录 (30)
哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）
第1章绪论
1.1选题的目的和意义
驱动桥作为汽车传动系统中的主要部件,实现着减速增扭,改变传动方向,实现差速的作用；驱动桥设计的知识比较广，有利于锻炼学生的能力。

随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为发展趋势。

驱动桥性能直接影响整车的性能和有效使用寿命。

一般由桥壳、主减速器、差速器和半壳等元件组成，结构更复杂，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。

汽车驱动桥结构型式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久性有重要影响外，也对汽车的行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性、机动性和操动稳定性等有直接影响。

通过重型货车驱动桥的设计,锻炼学生独立的思考问题和解决问题的能力,同时锻炼学生掌握驱动桥设计的步骤和过程,锻炼学生查阅工具书的能力和自学能力.培养学生严谨的工作态度和工作能力.随着汽车工业的发展及汽车技术的提高，驱动桥的设计，制造工艺都在日益完善。

驱动桥也和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在结构设计中日益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产方式达到驱动桥产品的系列化或变型的目的，通过对驱动桥的设计可以更好的学习并掌握现代汽车与机械设计的全面知识和技能。

因此，此题目的设计尤为重要。

1.2研究现状
1.2.1国内现状
我国驱动桥制造企业的开发模式主要由测绘、引进、自主开发三种组成。

主要存在技术含量低，开发模式落后，技术创新力不够，计算机辅助设计应用少等问题。

国内的大多数中小企业中，测绘市场销路较好的产品是它们的
1
哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）
主要开发模式。

特别是一些小型企业或民营企业由于自身的技术含量低，开发资金的不足，专门测绘、仿制市场上销售较旺的汽车的车桥售往我国不健全的配件市场。

这种开发模式是无法从根本上提高我国驱动桥产品开发水平的。

中国驱动桥产业发展过程中存在许多问题，许多情况不容乐观，如产业结构不合理、产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于发达工业国家；生产要素决定性作用正在削弱；产业能源消耗大、产出率低、环境污染严重、对自然资源破坏力大；企业总体规模偏小、技术创新能力薄弱、管理水平落后等。

我国汽车驱动桥的研究设计与世界先进驱动桥设计技术还有一定的差距，我国车桥制造业虽然有一些成果，但都是在引进国外技术、仿制、再加上自己改进的基础上了取得的。

个别比较有实力的企业，虽有自己独立的研发机构但都处于发展的初期。

我国驱动桥产业正处在发展阶段，在科技迅速发展的推动下，高新技术在汽车领域的应用和推广，各种国外汽车新技术的引进，研究团队自身研发能力的提高，我国的驱动桥设计和制造会逐渐发展起来，并跟上世界先进的汽车零部件设计制造技术水平。

1.2.2国外现状
国外驱动桥主要采用模块化技术和模态分析进行驱动桥的设计分析，模块化设计是对在一定范围内的不同功能或相同功能不同性能、不同规格的机械产品进行功能分析的基础上,划分并设计出一系列功能模块,然后通过模块的选择和组合构成不同产品的一种设计方法. 以DANA为代表的意大利企业多已采用了该类设计方法, 模态分析是对工程结构进行振动分析研究的最先进的现代方法与手段之一。

它可以定义为对结构动态特性的解析分析(有限元分析)和实验分析(实验模态分析)，其结构动态特性用模态参数来表征。

模态分析技术的特点与优点是在对系统做动力学分析时，用模态坐标代替物理学坐标，从而可大大压缩系统分析的自由度数目，分析精度较高。

优点是减少设计及工装制造的投入, 减少了零件种类, 提高规模生产程度, 降低制造费用, 提高市场响应速度等。

国外企业位减少驱动桥的振动特性，对驱动桥进行模态分析，调整驱动桥的强度，改善整车的舒适性和平顺性。

20世纪60年代以来，由于电子计算机的迅速发展，有限元法在工程上获得了
2
哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）
广泛应用。

有限元法不需要对所分析的结构进行严格的简化，既可以考虑各种计算要求和条件，也可以计算各种工况，而且计算精度高。

有限元法将具有无限个自由度的连续体离散为有限个自由度的单元集合体，使问题简化为适合于数值解法的问题。

只要确定了单元的力学特性，就可以按照结构分析的方法求解，使分析过程大为简化，配以计算机就可以解决许多解析法无法解决的复杂工程问题。

目前，有限元法己经成为求解数学、物理、力学以及工程问题的一种有效的数值方法，也为驱动桥壳设计提供了强有力的工具。

驱动桥的参数化设计，参数化设计是指设计对象模型的尺寸用变量及其关系表示，而不需要确定具体数值，是CAD技术在实际应用中提出的课题，它不仅可使CAD系统具有交互式绘图功能，还具有自动绘图的功能。

目前它是CAD 技术应用领域内的一个重要的、且待进一步研究的课题。

利用参数化设计手段开发的专用产品设计系统，可使设计人员从大量繁重而琐碎的绘图工作中解脱出来，可以大大提高设计速度，并减少信息的存储量。

未来的驱动桥智能化控制系统已经在汽车业得到了快速发展，现代汽车上使用的制动防抱死控制、电子稳定控制装置、驱动力控制系统等系统。

驱动力控制系统通过控制发动机转矩和汽车的制动系统等手段来控制驱动力，即在汽车起步，加速时减少驱动力,防止驱动力超过轮胎与路面的附着力而导致车轮空转打滑，保持最佳的驱动力,改善汽车的方向稳定性和操纵性。

另外，汽车电子控制系统和总线驱动系统的迅速发展，如线控换挡、线控转向、线控制动等的研究开发。

概念车底盘—滑板结构就是总线控制、燃料电池驱动的，加上不同形状车身的轿车，现在已经开始启动，通用公司宣传，这种车有可能在未来10年上市。

当线控这一目标实现时，汽车将是一种完全的高新技术产品，发动机、变速器、传动轴、驱动桥、转向机全都不见了，当然四个轮子还是要的。

到那时，汽车就可以说是一台装在轮子上的计算机了。

3
哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）
第2章驱动桥结构方案分析
由于要求设计的是5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。

中央双级驱动桥。

在国内目前的市场上，中央双级驱动桥主要有2种类型：一类如伊顿系列产品，事先就在单级减速器中预留好空间，当要求增大牵引力与速比时，可装入圆柱行星齿轮减速机构，将原中央单级改成中央双级驱动桥，这种改制程度高，桥壳、主减速器等均可通用，锥齿轮直径不变；另一类如洛克威尔系列产品，当要增大牵引力与速比时，需要改制第一级伞齿轮后，再装入第二级圆柱直齿轮或斜齿轮，变成要求的中央双级驱动桥，这时桥壳可通用，主减速器不通用，锥齿轮有2个规格。

由于上述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。

如图2-1解放驱动桥为中国最早的双级主减速器驱动桥]4[。

图2-1 解放CA1091型驱动桥
4
哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）
第3章主减速器设计
3.1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。

3.1.1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。

而弧齿锥齿轮还存在一些缺点，比如对啮合精度比较敏感，齿轮副的锥顶稍有不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声增大；但是当主传动比一定时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮比相应的弧齿锥齿轮小，从而可以得到更大的离地间隙，有利于实现汽车的总体布置。

另外，弧齿锥齿轮与双曲面锥齿轮相比，具有较高的传动效率，可达99%。

3.1.2主减速器的减速形式
目前重型汽车发动机向低速大扭矩发展的趋势使得驱动桥的传动比向小速比发展；随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，许多重型汽车使用条件对汽车通过性的要求降低，因此，重型汽车产品不必像过去一样，采用复杂的结构提高其的通过性；与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，双级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性增加。

3.1.3主减速器主，从动锥齿轮的支承形式
5
哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）
6 作为一个5吨级的驱动桥，传动的转矩不是很大，所以主动锥齿轮采用悬臂式支承。

齿轮以其齿轮大端一侧的轴颈悬臂式地支持与一对轴承的外侧。

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即载荷离两端轴承支承中心间的距离之比例而定。

为了使从动锥齿轮背面的支承凸缘有足够的位置设置加强筋及增强支承的稳定性，距离应不小于从动锥齿轮节圆直径的70%。

两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使他们的圆锥滚子大端朝内相向，小端朝外相背。

3.2 主减速器的基本参数选择与设计计算
此处删减NNNNNNNNNNNNNNNN 字
需要整套设计请联系q ：99872184。

由式（3-17）可计算
Rz F ()︒︒-︒︒︒
⨯=56.25sin 4.37sin 56.25cos 20tan 4.37cos 106.93
=7134N 式（3-12）～式（3-17）参考《汽车设计》。

3.2.6.2 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。

当主减速器的齿轮尺寸，支承形式和轴承位置已确定，则可计算出轴承的径向载荷。

对于采用悬臂式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图3-4所示
轴承A ，B 的径向载荷分别为
R A =()()225.01m aZ RZ d F b F b F a
⋅-⋅+⋅ （3-19）
哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）
7 ()()225.01
m aZ RZ B d F c F c F a R ⋅+⋅+⋅= （3-20）
根据上式已知aZ F =8519.13N ，RZ F =7134N ，a=101.5mm ，b=51mm
，
c=152.5mm
所以轴承A 的径向力
图3-4 主减速器轴承的布置尺寸 A R =()()22753.85195.0517134518519.131011
⨯⨯-⨯+⨯=4370N
其轴向力为0
轴承B 的径向力
R B =()()2275851935.05.15238.71345.1528519.13101
1⨯⨯-⨯+⨯=7572N （1）对于轴承A ，只承受径向载荷所以采用圆柱滚子轴承42608E ，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 。

哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）
8
所以有公式 610⨯⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=ε
Q f Cr f L p t s (3-21) 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 =6310
310159762.11085.1021⨯⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯=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 (3-22) 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 (3-23) 式中 n ——轴承的计算转速，r/min 。

由上式可得轴承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 (3-24) 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 ，在此并不是一个轴承，而是一对轴承，对于成对安装的轴承组的计算当量载荷时径向动载荷系数X 和轴向动载荷系数Y 值按
哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）
9
双列轴承选用，e 值与单列轴承相同。

在此选用7514E 型轴承。

在此径向力R=13364N 轴向力A=20202N ，所以R
A =1.51<e 由《机械设计》中表18.7可查得X=1.0，Y=0.45cot a =1.6×
ααcot 4.0cot 45.0=1.8 当量动载荷
Q=()YA XR f d + （3-25）
式中 d f ——冲击载荷系数在此取1.2
由上式可得Q=1.2（1×13364+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（3-21）和式（3-22）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（3-19）和式（3-20）已知F=25450N ，aZ F =14000N ，RZ F =6000N ，a=410mm ，b=160mm.c=250mm 所以，轴承C 的径向力：
c R =()()2282.40696625.016020202160025450410
1⨯⨯-⨯+⨯=1040.3N 轴承D 的径向力：
D R =()()2282.40696625.02502020225025450410
1⨯⨯+⨯+⨯=2310.5N 轴承C ，D 均采用7315E ，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1.5tan a 约为0.402，由《机械设计》中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cot a =1.6。

所以
Q=()YR XA f d +=1.2(0.4×9662＋ 1.6×
10401.3)=24608.256N 。

哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）
10
h L =ε⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛∑Q Cr n 16670=310256.2460813409789.16316670⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯=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=2310.5N ，并且
R A =.4187〉e 由《机械设计》中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cot a =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
1096.4435213409789.16316670⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=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》和《汽车设计》关于主减速器的有关计算。

哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）
11
第4章 差速器设计
4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理
图4-1 差速器差速原理
如图4-1所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。

差速器壳3与行星齿轮轴5连成一体，形成行星架。

因为它又与主减速器从动齿轮6
固连在一起，固为主动件，设其角速度为；半轴齿轮1和2为从动件其
角速度为 和 。

A 、B 两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合
点。

行星齿轮的中心点为C ，A 、B 、C 三点到差速器旋转轴线的距离均为r 。

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（图4-1），其值 为。

于是， 即差速器不起差速作用，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 自转时（图），啮合点A 的圆周速度为 。

啮合点B 的圆周速度为 。

于是
1ωr +2ωr =（0ωr +4ωr ）+(0ωr -4ωr
)
2ω1
ω
哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）
12
即 1ω+ 2ω=20ω （4-1） 若角速度以每分钟转数n 表示，则
0212n n n =+ （4-2）
式（4-2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。

因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。

有式（4-2）还可以得知：①当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；②当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时），若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。

4.2 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4-2所示。

由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。

哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）
13
图4-2 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
4.3 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。

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

4.3.1.2 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 K R B B mm (4-3) 式中 B K ——行星齿轮球面半径系数，可取3.52～3.99，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，N ·m.
根据上式B R =2.6316768=76mm 所以预选其节锥距A 0=75mm
4.3.1.3 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
哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）
14
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 （4-4） 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1z =12，2z =20 满足以上要求。

4.3.1.4 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 2
11arctan z z =γ=2012arctan =31° 1γ=90°-2γ=59° 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 =︒⨯31sin 12
752=6 由于强度的要求在此取m=10mm ，
得12611⨯==mz d =72mm ，22mz d ==6×20=120mm
4.3.1.5 压力角α
目前，汽车差速器的齿轮大都采用22.5°的压力角，齿高系数为0.8。

最小齿数可减少到10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。

由于这种齿形的最小齿数比压力角为20°的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。

在此选22.3°的压力角。

4.3.1.6 行星齿轮安装孔的直径φ及其深度L
行星齿轮的安装孔的直径φ与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿
哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）
15
轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取：
φ1.1=L
[]nl T L c ⨯⨯==σφφ3
02
101.1 []nl
T c σφ1.1103
0⨯= （4-5） 式中：0T ——差速器传递的转矩，N ·m ；在此取16768N ·m
n ——行星齿轮的数目；在此为4
l ——行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm ， l ≈0.5d '
2， d '
2为
半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d '
2≈0.82d ；
[]c σ——支承面的许用挤压应力，在此取69 MPa
根据上式 1208.0'2⨯=d =96mm l =0.5×96=48mm φ72
4691.110165873
⨯⨯⨯⨯=≈34mm 361.1⨯=L ≈37mm 4.3.2 差速器齿轮的几何计算
详见附录表-4
4.3.3 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。

因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核。

轮齿弯曲强度w σ为
w σ=J
m bz K K K TK v m s 2203102⨯ MPa (4-6)。