载重汽车驱动桥设计计算说明书

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。所以采用传动效率高的单级减速驱动桥已成为未来重载汽车的发展方向。本文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。本文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。本文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 弧齿锥齿轮

I

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，must exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the heavy truck`developing tendency. 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

the spiral bevel gear

II

目录

摘要········································································································································· I ABSTRACT ························································································································· II 前言········································································································································ 1 第一章 驱动桥结构方案分析···························································································· 2 第二章 主减速器设计········································································································ 4

2.1 主减速器的结构形式 ······························································································································· 4 2.1.1 主减速器的齿轮类型 ······················································································································ 4 2.1.2 主减速器的减速形式 ······················································································································ 4 2.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式 ·························································································· 4 2.2 主减速器的基本参数选择与设计计算 ··································································································· 4 2.2.1 主减速器计算载荷的确定 ·············································································································· 4 2.2.2 主减速器基本参数的选择 ·············································································································· 6 2.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算 ·························································································· 8 2.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算 ································································································ 10 2.2.5 主减速器齿轮的材料及热处理 ···································································································· 14 2.2.6 主减速器轴承的计算 ···················································································································· 15

第三章 差速器设计·········································································································· 21

3.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 ····························································································· 21 3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 ····································································································· 22 3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 ····································································································· 22 3.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择 ···································································································· 22 3.3.2 差速器齿轮的几何计算 ················································································································ 24 3.3.3 差速器齿轮的强度计算 ················································································································ 26

第四章 驱动半轴的设计·································································································· 27

4.1 全浮式半轴计算载荷的确定 ················································································································· 28 4.2 全浮式半轴的杆部直径的初选 ············································································································· 29 4.3 全浮式半轴的强度计算 ························································································································· 29 4.4 半轴花键的强度计算 ····························································································································· 29

第五章 驱动桥壳的设计·································································································· 30

5.1 铸造整体式桥壳的结构 ························································································································· 31 5.2 桥壳的受力分析与强度计算 ················································································································· 32 5.2.1 桥壳的静弯曲应力计算 ················································································································ 32 5.2.2 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算 ············································································ 34 5.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算 ················································································ 34 5.2.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算 ································································································ 36

结论······································································································································ 38 致谢······································································································································ 39 参考文献······························································································································ 39 附录······································································································································ 40

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前言

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。

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。随着目前国际上石油价格的上涨，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，装载质量在十吨以上的载货汽车的发动机，最大功率在140KW以上，最大转矩也在700N·m以上，百公里油耗是一般都在34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。在这一环节中，发动机是动力的输出者，也是整个机器的心脏，而驱动桥则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。

目前国内重型车桥生产企业也主要集中在中信车桥厂、东风襄樊车桥公司、济南桥箱厂、汉德车桥公司、重庆红岩桥厂和安凯车桥厂几家企业。这些企业几乎占到国内重卡车桥90%以上的市场。

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，调整方便。

在本设计中还采用了AutoCAD和Pro/E绘图软件分别进行了工程图的绘制和实体造 型，运用AutoCAD绘制了、行星齿轮轴、左、右壳以及传动机构半轴的零件图，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→基础零件的绘 制→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。另外还运用 Pro/E绘图软件，运用初步的操作绘制出了主减速器的主、从动锥齿轮，差速器的行星 齿轮、半轴齿轮等的实体造型，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。

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第一章 驱动桥结构方案分析

由于要求设计的是13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。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，以保证重型汽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。

综上所述，由于设计的驱动桥的传动比为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，主要是单级驱动桥还有以下几点优点：

(l) 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，在重型汽车上占有重要地位；

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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=80mm 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 序 号 1 2 3 4 5 6 7 8 9

项 目 主动齿轮齿数 从动齿轮齿数 端面模数 齿面宽 工作齿高 全齿高 法向压力角 轴交角 节圆直径 计 算 公 式 计 算 结 果 z1 z2 m b *hg?2ham 9 40 12㎜ b1=80㎜ b2=75㎜ hg?20.4㎜ h?2ha?c*m ??h=22.656㎜ ? ? d=mz 8

?=22.5° ?=90° d1?108㎜ d2=480㎜ 续表 序 号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 ?1?arctan10 节锥角 z1 z2?1=12.682° ?2=77.318° A0=245.97㎜ t=37.699㎜ ha=10.2㎜ ?2=90°-?1 11 12 13 14 15 16 节锥距 周节 齿顶高 齿根高 径向间隙 齿根角 A0=d1d2= 2sin?12sin?2t=3.1416 m *ha?ham *hf=ha?c*m ??hf=12.456 ㎜ c=c*m c=2.256㎜ ?f?arctanhf A0?f=2.899 ° ?a1=15.581° ?a2=80.217° ?a1??1??f2 17 面锥角 ?a2??2??f1 ?f1=?1??f1 18 根锥角 ?f1=9.783° ?f2=74.419° da1=127.902㎜ da2=484.479㎜ Ak1=237.761㎜ Ak2=44.049㎜ ?f2=?2??f2 da1?d1?2ha1cos?1 19 齿顶圆直径 da2=d1?2ha2cos?2 20 节锥顶点止齿轮外缘距离 d2?ha1sin?1 2d1Ak2??ha2sin?2 2Ak1?s1?t?s2 21 理论弧齿厚 s1=27.38mm s2?Skm 22

s2=10.32mm 0.4mm 齿侧间隙 9

B=0.305～0.406 23 螺旋角 ? ?=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。

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。

①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。 ②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。

①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。

②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。

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（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

计算载荷 按式（2-1）、式（2-3）计算出的最大计算转矩Tec，Tcs中的较小者 按式（2-4）计算出的平均计算转矩Tcf 主减速器齿轮的许用弯曲应力 700 210.9 主减速器齿轮的许用接触应力 2800 1750 差速器齿轮的许用弯曲应力 980 210.9 2 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 p? N／mm (2-6)

b2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80mm. 按发动机最大转矩计算时：

Temaxig?103 p? N／mm （2-7）

d1b22

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式中：Temax——发动机输出的最大转矩，在此取830N?m；

ig——变速器的传动比；

d1——主动齿轮节圆直径，在此取108mm.

830?9.01?103?1731 N／mm 按上式p?108?802 按最大附着力矩计算时：

G2?rr?103 p? N／mm （2-8）

d2b22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130000N； ?——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0.527m

130000?0.85?0.527?103按上式p?=1619 N／mm

240?75?2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1865N/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?103?T?K0?Ks?Km2mm ?? N/ （2～9） 2Kv?b?z?m?J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?4m12，在此Ks?4＝0.829 25.425.4 Km——载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，Km＝1.00～1.10

式式支承时取1.10～1.25。支承刚度大时取最小值。

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；

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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=2.6329910=80mm 所以预选其节锥距A0=80mm

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?z2R?I （3-4） n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=10，z2=18 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?arctanz110=arctan=29.05° ?1=90°-?2=60.95°

18z2 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m

2A02A02?80sin?1=sin?2=sin29.05?=7.77 z1z210 由于强度的要求在此取m=10mm

得d1?mz1?10?10=100mm d2?mz2=10×18=180mm 5.压力角α

m=

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

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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：

L?1.1?

T0?103 L??1.1??

??c??nl2T0?103 （3-5） ??1.1??c?nl式中：T0——差速器传递的转矩，N·m；在此取29910N·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≈0.8d2；

??c?——支承面的许用挤压应力，在此取69 MPa

'根据上式 d2?0.8?180=144mm l=0.5×144=72mm

29910?103 ??≈36mm L?1.1?36≈40mm

1.1?69?4?72

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

项目 行星齿轮齿数 半轴齿轮齿数 模数 齿面宽 计算公式 计算结果 z1≥10，应尽量取最小值 z1=10 z2=18 z2=14～25，且需满足式（3-4） m b=(0.25～0.30)A0;b≤10m 24

m=10mm 30mm 续表 序号 5 6 7 8 9 10 项目 工作齿高 全齿高 压力角 轴交角 节圆直径 节锥角 计算公式 计算结果 hg?1.6m h?1.788m?0.051 hg=16mm 17.931 22.5° ? ?=90° d1?mz1； d2?mz2 d1?100 d2?180 ?1?arctanz1，?2?90???1 z2?1=29.05°，?2?60.95? A0=102.97mm 11 节锥距 A0?d1d2 ?2sin?12sin?212 周节 t=3.1416m ????0.37?m ha1?hg?ha2;ha2??0.43?2??z2?????????z1???hf1=1.788m-ha1;hf1=1.788m-ha2 t=31.42mm 13 齿顶高 ha1=12.3mm ha2=5.6mm 14 齿根高 hf1=7.32mm; hf1=12.44mm 15 16 17 18 径向间隙 齿根角 面锥角 根锥角 c=h-hg=0.188m+0.051 ?1=arctanhf1hf2;?2?arctan A0A0c=1.931mm ?1=1.067°; ?2=6.868° ?o1=35.94°?o2=65.02° ?R1=24.98°?R2=54.06° d01?118.46mm ?o1??1??2；?o2??2??1 ?R1??1??1；?R2??2??2 do1?d1?2ha1cos?1；19 外圆直径 d02?d2?2ha2cos?2 节圆顶点至齿轮外缘距离 d2?185.29mm 20 d2?h1'sin?1 2d1'?02??h2sin?2 2?01??01?84.87mm ?02?45.24mm 续表

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序号 21 22 23 项目 理论弧齿厚 齿侧间隙 弦齿厚 计算公式 s1?t?s2 计算结果 t's2??h1'?h2tan???m 2B=0.245～0.330 mm ??s1=17.38 mm s2=14.05 mm B=0.250mm si3BS?i?si?2? 6di12si2cos?ih?i?h? 4di'iS?1=17.13mm S?2=13.88mm h?1=11.22mm h?2=5.58mm 24 弦齿高 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

2?103TK0KsKm ?w= MPa (3-6) 2Kvbz2mJ式中：T——差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式T?T0?0.6 n 在此T为1547.25 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

2?103?1547.25?1.0?0.792?1.0根据上式?w==201.7 MPa〈210.9 MPa

30?18?100?0.225

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所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。

此节内容图表参考了《汽车车桥设计》[1]中差速器设计一节。

第四章 驱动半轴的设计

驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器的半轴齿轮

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