货车汽车后桥差速器的设计计算说明书

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第一章 驱动桥结构方案分析

由于要求设计的是货车的后驱动桥，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。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“三化”（即系列化，通用化，标准化）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。

①圆锥行星齿轮式轮边减速桥。由圆锥行星齿轮式传动构成的轮边减速器，轮边减速比为固定值2，它一般均与中央单级桥组成为一系列。在该系列中，中央单级桥仍具有独立性，可单独使用，需要增大桥的输出转矩，使牵引力增大或速比增大时，可不改变中央主减速器而在两轴端加上圆锥行星齿轮式减速器即可变成双级桥。这类桥与中央双级减速桥的区别在于：降低半轴传递的转矩，把增大的转矩直接增加到两轴端的轮边

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减速器上 ，其“三化”程度较高。但这类桥因轮边减速比为固定值2，因此，中央主减速器的尺寸仍较大，一般用于公路、非公路军用车。

②圆柱行星齿轮式轮边减速桥。单排、齿圈固定式圆柱行星齿轮减速桥，一般减速比在3至4.2之间。由于轮边减速比大，因此，中央主减速器的速比一般均小于3，这样大锥齿轮就可取较小的直径，以保证货车对离地问隙的要求。这类桥比单级减速器的质量大，价格也要贵些，而且轮穀内具有齿轮传动，长时间在公路上行驶会产生大量的热量而引起过热；因此，作为公路车用驱动桥，它不如中央单级减速桥。

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，货车驱动桥技术已呈现出向单级化发展的趋势，主要是单级驱动桥还有以下几点优点：

(1) 单级减速驱动桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺简单，成本较低， 是驱动桥的基本类型，在货车上占有重要地位；

(2) 货车发动机向低速大转矩发展的趋势，使得驱动桥的传动比向小速比发展； (3) 随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，货车使用条件对汽车通过性的要求降低。因此，货车不必像过去一样，采用复杂的结构提高通过性；

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。

所以此设计采用单级驱动桥再配以铸造整体式桥壳。图1-1Meritor单后驱动桥为中国重汽引进的美国ROCKWELL公司13吨级单级减速桥的外形图。

图1-1 Meritor（美驰）单后驱动桥

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第二章 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

因螺旋锥齿轮能承受较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另一端，因此其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也很小。主减速器的齿轮选用螺旋锥齿轮传动形式。

2.1.2 主减速器的减速形式

由于i=5.833＜6，一般采用单级主减速器，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，在货车上占有重要地位；

目前货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，许多货车使用条件对汽车通过性的要求降低，因此，货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，单级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性增加。

2.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式

1）主动锥齿轮的支承

跨置式支承的支承刚度高于悬臂式。，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个圆锥滚子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，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置，所以选用跨置式。

2）从动锥齿轮的支承

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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，从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承。

2.2 主减速器的基本参数选择与设计计算

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

Tce?Temax?iTL?Ko??T/n

N? （2-1）

式中：iTL——发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低挡传动比，在此取7.31*5.833=42.639；

Temax——发动机的输出的最大转矩，在此取300N?m；

?T——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；

Ko——由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的载货汽车，

矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取Ko=1.0，当性能系数

fp>0

时可取Ko=2.0；

?1?mag?16-0.195?? 当0.195??100?Temax?fp???0 当0.195????16??Temax? （2-2）

mag?16??Temax?magma——汽车满载时的总质量在此取5500kg ；

所以 0.195?5500?10300 =35.75>16

? fp=0,即Ko=1.0

由以上各参数可求Tce

Tce=

300?42.639?1.0?0.91=11512.5N?m

2. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs

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Tcs?G2?r/?rLB?iLB N?m （2-3）

式中：G2——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此取30000N;

?——轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取?=0.85；

rr——车轮的滚动半径，在此取0.483m；

?LB，iLB——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取0.9，由于没有轮边减速器iLB取1.0

所以Tcs?G2?rr/?LB?iLB=

3. 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf

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：

Tcf?(Ga?GT)rriLB??LB?n30000?0.85?0.4830.9?1.0=13685N?m

?fR?fH?fP? N?m （2- 4）

式中：Ga——汽车满载时的总重量，在此取55000N；

GT——所牵引的挂车满载时总重量，N，但仅用于牵引车的计算;

fR——道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.015~0.020；在此取fH

0.018;

——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;

fp——汽车的性能系数在此取

0；

?LB，iLB，n——见式（2-1），（2-3）下的说明。

(Ga?GT)rriLB??LB?所以 Tcf? =

n?fR?fH?fP? 55000?0.4831.0?0.9?1?0.018?0.07?0?=2597.5N?m

式（2-1）～式（2-4）参考《汽车设计实用手册》[1]式（4-6-12）～式（4-6-14）。

2.2.2 主减速器基本参数的选择

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主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数z1和z2，从动锥齿轮大端分度圆直径D2、端面模数mt、主从动锥齿轮齿面宽b和b、中点螺旋角?、法向压力角?等。

121.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： 1）为了磨合均匀，z1，z2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z1一般不小于6。 4）主传动比i0较大时，z1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，z1和z2应有适宜的搭配。

根据以上要求参考《汽车设计实用手册》[1]中表4-6-12 取z1=6，z2=35，

z1+z2=41〉40.

2.从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数

mt

对于单级主减速器，增大尺寸D2会影响驱动桥壳的离地间隙，减小D2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。

D2可根据经验公式初选，即

D2?KD23Tc （2-5）

KD2——直径系数，一般取13.0～16.0

Tc ——从动锥齿轮的计算转矩，N?m，为Tce和Tcs中的较小者

所以 D2=（13.0～16.0）311512.5=（293.5～361.3）mm 初选D2=315mm 则mt=D2/z=315/35=9mm

2根据mt=Km3Tc来校核m=9的选取是否合适，其中Km=（0.3～0.4）

s此处，mt=（0.3～0.4）311512.5=（6.77～9.03），因此满足校核。

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3. 主，从动锥齿轮齿面宽b1和b2

锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。

对于从动锥齿轮齿面宽b2，推荐不大于节锥A2的0.3倍，即b2?0.3A2，而且b应

2满足b2?10mt，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：

b2?0.155D2=0.155?315=48.825mm 在此取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b1=55mm

4.中点螺旋角?

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?时应考虑它对齿面重合度?，轮齿强度和轴向力大小的影响，?越大，则?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，?应不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好，但?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?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，从锥顶看为顺时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为逆时针，驱动汽车前进。

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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，规定载货汽车可选用20°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

序 号 1 2 3 4 5 6 7 8 项 目 主动齿轮齿数 从动齿轮齿数 端面模数 齿面宽 齿工作高 齿全高 法向压力角 轴交角 计 算 公 式 z1 计 算 结 果 6 35 9mm b1=55mm b2=50mm hg=13.5mm z2 m b hg?H1?m h?H2?m h=15.0mm ? ? ?=20° ?=90° d1?54mm 9 节圆直径 d=mz d2=315mm ?1?arctanz1z2 10 节锥角 ?1=14° ?2=90°-?1 11 12 节锥距 周节 A0=d12sin?1?2=76° d2=2sin? 2 A0=159.79mm t=28.2744mm h1=11.565mm h2=1.935mm ''t=3.1416 m h1?hg?h2; '13 齿顶高 h2?Kam '14 齿根高 h1?h?h1; ''' h1''=3.435mm 8

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'''h2?h?h2 h2=13.065mm ''15 径向间隙 c?h?hg c=1.5mm ?1=1.231° ?1?arctan16 齿根角 h1''A0h2''?2?arctanA0 ?2=4.674° ?a1??1??2 17 面锥角 ?a1=14.402° ?a2??2??1 ?a2=81.503° ?R1?R1??1??1 18 根锥角 =8.497° ?R2??2??2 d01?d1?2h1cos?1 '?R2=75.598° d01=76.797 19 齿顶圆直径 d02?d2?2h2cos?2 d02=315.65 'x01?d22d12?h1sin?1 ?h2sin?2 ''x01=155.546° x02=25.093° 20 节锥顶点止齿轮外缘距离 x02?s1?t?s2 s1=20.71mm s2=7.56mm 21 理论弧齿厚 s2?Skm 22 23 齿侧间隙 螺旋角 B=0.305～0.406 ? 0.4mm ?=35°

2.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算

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。

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1） 齿轮的损坏形式及寿命

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：

（1）轮齿折断

主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多数从齿根开始，因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。

疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，齿轮根部经受交变的弯曲应力。如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限，则首先在齿根处产生初始的裂纹。随着载荷循环次数的增加，裂纹不断扩大，最后导致轮齿部分地或整个地断掉。在开始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处，在载荷作用下由于裂纹断面间的相互摩擦，形成了一个光亮的端面区域，这是疲劳折断的特征，其余断面由于是突然形成的故为粗糙的新断面。 过载折断：由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求，或由于偶然性的峰值载荷的冲击，使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围，而引起轮齿的一次性突然折断。此外，由于装配的齿侧间隙调节不当、安装刚度不足、安装位置不对等原因，使轮齿表面接触区位置偏向一端，轮齿受到局部集中载荷时，往往会使一端（经常是大端）沿斜向产生齿端折断。各种形式的过载折断的断面均为粗糙的新断面。

为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角尽可能加大，根部及齿面要光洁。

（2）齿面的点蚀及剥落

齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一，约占损坏报废齿轮的70%以上。它主要由于表面接触强度不足而引起的。

点蚀：是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。由于接触区产生很大的表面接触应力，常常在节点附近，特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始，形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑，形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀。一般首先产生在几个齿上。在齿轮继续工作时，则扩大凹坑的尺寸及数目，甚至会逐渐使齿面成块剥落，引起噪音和较大的动载荷。在最后阶段轮齿迅速损坏或折断。减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法，为此可增大节圆直径及增大螺旋角，使齿面的曲率

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半径增大，减小其接触应力。在允许的范围内适当加大齿面宽也是一种办法。

齿面剥落：发生在渗碳等表面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽方向分布的较点蚀更深的凹坑。凹坑壁从齿表面陡直地陷下。造成齿面剥落的主要原因是表面层强度不够。例如渗碳齿轮表面层太薄、心部硬度不够等都会引起齿面剥落。当渗碳齿轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时，则一部分渗碳层齿面形成的硬皮也将从齿轮心部剥落下来。

（3）齿面胶合

在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、油膜破坏形成金属齿表面的直接摩擦时，因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。它多出现在齿顶附近，在与节锥齿线的垂直方向产生撕裂或擦伤痕迹。轮齿的胶合强度是按齿面接触点的临界温度而定，减小胶合现象的方法是改善润滑条件等。

（4）齿面磨损

这是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。规定范围内的正常磨损是允许的。研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒、装配中带入的杂物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不洁物所造成的不正常磨损，应予避免。汽车主减速器及差速器齿轮在新车跑合期及长期使用中按规定里程更换规定的润滑油并进行清洗是防止不正常磨损的有效方法。

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.表2-2给出了汽车驱动桥齿轮的许用应力数值。

表2-2 汽车驱动桥齿轮的许用应力 N／mm

主减速器齿轮的计算载荷 许用弯曲应力 按式（2-1）、式（2-3）计算出的最大计700 许用接触应力 2800 许用弯曲应力 980 主减速器齿轮的差速器齿轮的211

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算转矩Tce，Tcs中的较小者 按式（2-4）计算出的平均计算转矩Tcf 210.9 1750 210.9 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Tec和最大附着转矩Tcs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。

2） 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

p?Pb2 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G2?rr 两种载荷工况进行计算，N；

b2——从动齿轮的齿面宽，在此取50mm.

按发动机最大转矩计算时： p?Temaxig?10d12b23 N／mm （2-7）

式中：Temax——发动机输出的最大转矩，在此取300N?m；

ig——变速器的传动比,在此取7.31； d1——主动齿轮节圆直径，在此取54mm.

按上式p?300?7.31?10542?503?1624 N／mm

按最大附着力矩计算时： p?G2?rr?10d22b23 N／mm （2-8）

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式中：G2——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30000N；

?——轮胎与地面的附着系数，在此取0.85：

rr——轮胎的滚动半径，在此取0.483m

30000?0.85?0.483?103152?503按上式p??1564 N／mm

在现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的20%～25%。经验算以上两数据都在许用范围内。其中上述两种方法计算用的许用单位齿长上的圆周力[p]都为1786.25N/mm2。

（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 ??2?10?T?K0?Ks?KmKv?b?z?m?J23 N/mm2 （2～9）

式中：T——该齿轮的计算转矩，N·m;

K0——超载系数；在此取1.0

Ks——尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，

当ｍ?1.6时，Ks?4m25.4，在此Ks?4925.4＝0.772

Km——载荷分配系数，当两个齿轮均用跨置式支承型式时，Km＝1.00～1.1;

当一个齿轮用跨置式支承型式取1.10～1.25。支承刚度大时取小值。

Kv——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（或几何系数），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

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用大端模数，而在综合系数中进行修正。按《汽车设计》图9-62选取小齿轮的J＝0.285，大齿轮J＝0.235.

按上式?2?32?10?11512.5?1?0.772?1.051?55?6?0.9?5.833?9?0.28523＝466.7N/mm2< 700N/mm2

?2?2?10?11512.5?1?0.772?1.051?50?35?9?0.2352=560.1 N/mm2<700N/mm2

所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。

（3）轮齿的表面接触强度计算 锥齿轮的齿面接触应力为

?j?Cpd12TK0KsKmKf?10KvbJ3 N/mm2 (2-10)

式中：T——主动齿轮的计算转矩；

1Cp——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N2/mm;

K0，Kv，Km——见式(2-9)下的说明；

Ks——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；

Kf——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

。它综合考虑了啮合齿面的相对J——计算接触应力的综合系数（或称几何系数）

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《汽车设计》图9-65选取J=0.12.

按上式?j?232.6542?11512.5?1?0.772?1.05?1?101?50?0.12?6?5.833?0.93=1353.6〈1750 N/mm2

主、从动齿轮的齿面接触应力相等。所以均满足要求。

2.2.5 主减速器齿轮的材料及热处理

驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系的其它齿轮相比，具有载荷大，作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面

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疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。根据这些情况，对于驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：

①具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度；

②轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断； ③钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律易于控制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减少生产成本并将低废品率；

④选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。

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20CrMnTi

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。

由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）后均予与厚度0.005～0.010～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。

对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25％。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性，可以进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可以显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。

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Td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：

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中表18.7可查得X=1.0，Y=0.45cota=1.6×

0.45cot?0.4cot?=1.8

当量动载荷 Q=fd?XR?YA? （2-24）

式中：fd——冲击载荷系数在此取1.2

由上式可得Q=1.2（1×13369+1.8×20202）=61618.5N 由于采用的是成对轴承Cr?=1.71Cr

所以轴承的使用寿命由式（2-20）和式（2-22）可得

16670?Cr??Lh=?n?Q?????1016670?168000?1.71?=??728?61618.5?3=3876.6 h>3076.9 h=L'h

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，

FaZ=9662N，FRZ=20202N，a=410mm，b=160mm.c=250mm

所以，轴承C的径向力：

Rc=

1410?25450?1600?2??20202?160?0.5?9662?406.82?2=10401.3N

轴承D的径向力：

RD=

1410?25450?250?2??20202?250?0.5?9662?406.82?2=23100.5N

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

AR=0.93〉e，在此e

值为1.5tana约为0.402，由《机械设计》[2]中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6

所以Q=fd?XA?YR?=1.2(0.4×9662＋1.6×10401.3)=24608.256N

Lh=

16670?Cr???n?Q?????10=

?134097????163.89?24608.256?166703=28963 h>L'h

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

AR=.4187〉e

由《机械设计》[2]中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6 所以Q=fd?XA?YR?=1.2×(1.6×23100.5)=44352.96N

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Lh=

16670?Cr???n?Q?????10=

?134097????163.89?44352.96?166703=4064.8 h >L'h

所以轴承D满足使用要求。

此节计算内容参考了《汽车设计实用手册》[1]和《汽车设计》关于主减速器的有

[3]

关计算。

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第三章 差速器设计

汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。

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差速原理

图3-1 差速器差速原理

如图3-1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?0；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为?1和?2。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3-1），其值为?0r。于是?1=?2=?0，即差速器不

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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?4自转时（图），啮合点A的圆周速度为?1r=?0r+?4r，啮合点B的圆周速度为?2r=?0r-?4r。于是

?1r+?2r=（?0r+?4r）+(?0r-?4r)

即 ?1+ ?2=2?0 （3-1） 若角速度以每分钟转数n表示，则

n1?n2?2n0 （3-2） 式（3-2）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（3-2）还可以得知：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；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。

3.2 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3-2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。

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

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3.3 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。

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RB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RB，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RB可按如下的经验公式确定：

RB?KB3T mm (3-3) 式中：KB——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，N·m.

根据上式RB=2.6311512.5=58.7mm 所以预选其节锥距A0=60mm

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z1/z2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

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的齿数z2L，z2R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：

z2L?z2Rn ?I （3-4）

式中：z2L，z2R——左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，

z2L=z2R

n——行星齿轮数目； I——任意整数。

在此z1=12，z2=20 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?1，?2 ?1?arctanz1z2=arctan1220=30.965° ?1=90°-?2=59.035°

再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m

m=

2A0z1sin?1=

2A0z2sin?2=

2?6012sin30.965?=5.15

由于强度的要求在此取m=6mm

得d1?mz1?6?12=72mm d2?mz2=6?20=120mm

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22.5°的压力角。

6. 行星齿轮安装孔的直径?及其深度L

行星齿轮的安装孔的直径?与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿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：

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L?1.1?

2 L??1.1??T0?10T0?103??c??nl3

??1.1??c?nl （3-5）

式中：T0——差速器传递的转矩，N·m；在此取11512.5N·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≈0.5d2， d2为半轴齿轮齿面宽

中点处的直径，而d'2≈0.8d2；

??c?——支承面的许用挤压应力，在此取69 MPa

根据上式 d2'?0.8?120=96mm l=0.5×96=48mm ??

3.3.2 差速器齿轮的几何计算

表3-1 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表

序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 项目 行星齿轮齿数 半轴齿轮齿数 模数 齿面宽 工作齿高 全齿高 压力角 轴交角 节圆直径 节锥角 计算公式 z1≥10，应尽量取最小值 11512.5?1031.1?69?4?48≈28mm L?1.1?28≈31mm

计算结果 z1=12 z2=20 z2=14～25，且需满足式（3-4） m m=6mm b=(0.25～0.30)A0;b≤10m hg?1.6m 20mm hg=9.6mm h?1.788m?0.051 10.779 22.5° 90° d1?72 d2?120 ? ?=90° d1?mz1； d2?mz2 ?1?arctanz1z227

，?2?90???1 ?1=30.965°，2006级车辆工程课程设计说明书

?2?59.035° A0?d12sin?1?d22sin?211 12 节锥距 周节 A0=69.971mm t=18.850mm t=3.1416m 13 齿顶高 ha1?hg?ha2;ha2??0.37??0.43?2?z2???????z1?????m ????ha1=6.221mm ha2=3.379mm hf1=4.507mm; 14 齿根高 hf1=1.788m-ha1;hf1=1.788m-ha2 hf1=7.349mm 15 径向间隙 c=h-hg=0.188m+0.051 c=1.179mm 16 齿根角 ?1=arctanhf1A0;?2?arctanhf2A0 ?1=3.686°; ?2=5.996° ?o1=36.96°?o2=62.72° ?R1=27.28°?R2=53.04° d01?82.67mm 17 18 面锥角 根锥角 ?o1??1??2；?o2??2??1 ?R1??1??1；?R2??2??2 d01?d1?2ha1cos?1；19 外圆直径 d02?d2?2ha2cos?2 d02?123.48mm 节圆顶点至齿轮外20 缘距离 ?01?d22d12?h1sin?1 ?h2sin?2 ''?01?56.80mm ?02?33.1mm s1=10.3 mm ?02?s1?t?s2 21 理论弧齿厚 s2?t2?h1?h2tan???m ?''?s2=8.55 mm 22 23 齿侧间隙 弦齿厚 B=0.245～0.330 mm B=0.250mm S?1=10.142mm S?2=8.416mm h?1=6.537mm S?i?si?si32i16d2?B2 24 弦齿高 h?i?h?'isicos?i4di h?2=3.458mm

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3.3.3 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为 ?w=

2?10TK0KsKmKvbz2mJ23 MPa (3-6)

T0?0.6n式中：其计算式T?T——差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，在此T为1726.9 N·m；

n——差速器的行星齿轮数；

z2——半轴齿轮齿数；

,

K0、Kv、Ks、Km——见式（2-9）下的说明；

J——计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图3-1可查得J=0.225

图3-2 弯曲计算用综合系数

根据上式?w=

2?10?1726.9?1.0?0.792?1.020?18?100?0.2253=225.1 MPa〈980MPa

所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。

此节内容图表参考了《汽车设计实用手册》[1]中差速器设计一节。

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结论

差速器主要参数： 序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 项目 行星齿轮齿数 半轴齿轮齿数 模数 齿面宽 工作齿高 全齿高 压力角 轴交角 节圆直径 节锥角 计算公式 z1≥10，应尽量取最小值 计算结果 z1=12 z2=20 z2=14～25，且需满足式（3-4） m m=6mm b=(0.25～0.30)A0;b≤10m hg?1.6m 20mm hg=9.6mm h?1.788m?0.051 10.779 22.5° 90° d1?72 d2?120 ? ?=90° d1?mz1； d2?mz2 ?1?arctanz1z2?1=30.965°，，?2?90???1 ?2?59.035° 本设计根据传统驱动桥设计方法，并结合现代设计方法，确定了驱动桥的总体设计方案，先后进行主减速器 ，差速器的结构设计和强度校核，并运用CAXA软件绘制出主要零部件的实体造型。设计出了货车级别的差速器，该差速器适用于重型载货汽车和工程车辆等。

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参考文献

[1]林秉华. 汽车设计实用手册[N].黑龙江：黑龙江人民出版社，2005 [2]邱宣怀. 机械设计[M].北京:高等教育出版社，1997 [3]王望予. 汽车设计[M].北京:机械工业出版社，2004

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/ej37.html