1、2006級車輛工程課程設計說明書第1章 驅動橋結構方案分析由于要求設計的是貨車的后驅動橋，一般選用非斷開式結構以與非獨立懸架相適應，該種形式的驅動橋的橋殼是一根支撐在左右驅動車輪的剛性空心梁，一般是鑄造或鋼板沖壓而成，主減速器，差速器和半軸等所有傳動件都裝在其中，此時驅動橋，驅動車輪都屬于簧下質量。驅動橋的結構形式有多種，基本形式有三種如下：1)中央單級減速驅動橋。此是驅動橋結構中最為簡單的一種，是驅動橋的基本形式， 在載重汽車中占主導地位。一般在主傳動比小于6的情況下，應盡量采用中央單級減速驅動橋。目前的中央單級減速器趨于采用雙曲線螺旋傘齒輪，主動小齒輪采用騎馬式支承， 有差速鎖裝置供選用。

2、2)中央雙級驅動橋。在國內目前的市場上，中央雙級驅動橋主要有2種類型：一類如伊頓系列產品，事先就在單級減速器中預留好空間，當要求增大牽引力與速比時，可裝入圓柱行星齒輪減速機構，將原中央單級改成中央雙級驅動橋，這種改制“三化”（即系列化，通用化，標準化）程度高， 橋殼、主減速器等均可通用，錐齒輪直徑不變；另一類如洛克威爾系列產品，當要增大牽引力與速比時，需要改制第一級傘齒輪后，再裝入第二級圓柱直齒輪或斜齒輪，變成要求的中央雙級驅動橋，這時橋殼可通用，主減速器不通用， 錐齒輪有2個規格。由于上述中央雙級減速橋均是在中央單級橋的速比超出一定數值或牽引總質量較大時，作為系列產品而派生出來的一種型號，它

3、們很難變型為前驅動橋，使用受到一定限制；因此，綜合來說，雙級減速橋一般均不作為一種基本型驅動橋來發展，而是作為某一特殊考慮而派生出來的驅動橋存在。3)中央單級、輪邊減速驅動橋。輪邊減速驅動橋較為廣泛地用于油田、建筑工地、礦山等非公路車與軍用車上。當前輪邊減速橋可分為2類：一類為圓錐行星齒輪式輪邊減速橋；另一類為圓柱行星齒輪式輪邊減速驅動橋。圓錐行星齒輪式輪邊減速橋。由圓錐行星齒輪式傳動構成的輪邊減速器，輪邊減速比為固定值2，它一般均與中央單級橋組成為一系列。在該系列中，中央單級橋仍具有獨立性，可單獨使用，需要增大橋的輸出轉矩，使牽引力增大或速比增大時，可不改變中央主減速器而在兩軸端加上圓錐行星

4、齒輪式減速器即可變成雙級橋。這類橋與中央雙級減速橋的區別在于：降低半軸傳遞的轉矩，把增大的轉矩直接增加到兩軸端的輪邊減速器上 ，其“三化”程度較高。但這類橋因輪邊減速比為固定值2，因此，中央主減速器的尺寸仍較大，一般用于公路、非公路軍用車。圓柱行星齒輪式輪邊減速橋。單排、齒圈固定式圓柱行星齒輪減速橋，一般減速比在3至4.2之間。由于輪邊減速比大，因此，中央主減速器的速比一般均小于3，這樣大錐齒輪就可取較小的直徑，以保證貨車對離地問隙的要求。這類橋比單級減速器的質量大，價格也要貴些，而且輪穀內具有齒輪傳動，長時間在公路上行駛會產生大量的熱量而引起過熱；因此，作為公路車用驅動橋，它不如中央單級減速

5、橋。況且由于隨著我國公路條件的改善和物流業對車輛性能要求的變化，貨車驅動橋技術已呈現出向單級化發展的趨勢，主要是單級驅動橋還有以下幾點優點：(1) 單級減速驅動橋是驅動橋中結構最簡單的一種，制造工藝簡單，成本較低， 是驅動橋的基本類型，在貨車上占有重要地位；(2) 貨車發動機向低速大轉矩發展的趨勢，使得驅動橋的傳動比向小速比發展；(3) 隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發展，貨車使用條件對汽車通過性的要求降低。因此，貨車不必像過去一樣，采用復雜的結構提高通過性；單級橋產品的優勢為單級橋的發展拓展了廣闊的前景。從產品設計的角度看， 重型車產品在主減速比小于6的情況下，應盡量選用單級減速驅

6、動橋。所以此設計采用單級驅動橋再配以鑄造整體式橋殼。圖1-1meritor單后驅動橋為中國重汽引進的美國rockwell公司13噸級單級減速橋的外形圖。圖1-1 meritor（美馳）單后驅動橋第二章 主減速器設計2.1 主減速器的結構形式主減速器的結構形式主要是根據其齒輪的類型，主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速形式的不同而異。2.1.1 主減速器的齒輪類型因螺旋錐齒輪能承受較大的負荷，加之其輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸地由齒的一端連續而平穩地轉向另一端，因此其工作平穩，即使在高速運轉時，噪聲和振動也很小。主減速器的齒輪選用螺旋錐齒輪傳動形式。2.1.2 主減速器的減速形式由于i

7、=5.8336，一般采用單級主減速器，單級減速驅動橋產品的優勢：單級減速驅動車橋是驅動橋中結構最簡單的一種，制造工藝較簡單，成本較低，是驅動橋的基本型，在貨車上占有重要地位；目前貨車發動機向低速大扭矩發展的趨勢使得驅動橋的傳動比向小速比發展；隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發展，許多貨車使用條件對汽車通過性的要求降低，因此，貨車產品不必像過去一樣，采用復雜的結構提高其的通過性；與帶輪邊減速器的驅動橋相比，由于產品結構簡化，單級減速驅動橋機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性增加。2.1.3 主減速器主，從動錐齒輪的支承形式1）主動錐齒輪的支承跨置式支承的支承剛度高于懸臂式。，由于齒輪大端

8、一側軸頸上的兩個圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動錐齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可減小傳動軸夾角，有利于整車布置，所以選用跨置式。2） 從動錐齒輪的支承為了使從動錐齒輪背面的支承凸緣有足夠的位置設置加強筋及增強支承的穩定性，從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承。 2.2 主減速器的基本參數選擇與設計計算2.2.1 主減速器計算載荷的確定1. 按發動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩ce （2-1） 式中：發動機至所計算的主減速器從動錐齒輪之間的傳動系的最低擋傳動比，在此取7.31*5.833=42.639；發動機的輸出的最大轉矩，在此取300；傳動系上傳動部分的傳動效率，在此取

9、0.9；該汽車的驅動橋數目在此取1；由于猛結合離合器而產生沖擊載荷時的超載系數，對于一般的載貨汽車，礦用汽車和越野汽車以及液力傳動及自動變速器的各類汽車取=1.0，當性能系數0時可取=2.0； （2-2）汽車滿載時的總質量在此取5500kg ；所以 0.195 =35.7516 =0,即=1.0由以上各參數可求=11512.52. 按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 （2-3） 式中：汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，在此取30000n;輪胎對地面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用車，取=0.85；車輪的滾動半徑，在此取0.483m；，分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪

10、之間的傳動效率和傳動比，取0.9，由于沒有輪邊減速器取1.0所以=136853. 按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩定，其正常持續的轉矩根據所謂的平均牽引力的值來確定： （2- 4）式中：汽車滿載時的總重量，在此取55000n；所牽引的掛車滿載時總重量，n，但僅用于牽引車的計算;道路滾動阻力系數，對于載貨汽車可取0.0150.020；在此取0.018;汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數，對于載貨汽車可取0.050.09在此取0.07;汽車的性能系數在此取0；，n見式（2-1），（2-3）下的說明。所以 =2597.5式（2-1）式（2-4）參考

11、汽車設計實用手冊1式（4-6-12）式（4-6-14）。2.2.2 主減速器基本參數的選擇主減速器錐齒輪的主要參數有主、從動齒輪的齒數和，從動錐齒輪大端分度圓直徑、端面模數、主從動錐齒輪齒面寬和、中點螺旋角、法向壓力角等。1.主、從動錐齒輪齒數和選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素：1）為了磨合均勻，之間應避免有公約數。2）為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數和應不小于40。3）為了嚙合平穩，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車一般不小于6。4）主傳動比較大時，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。5）對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。根據以上要求參考汽車設計實用

12、手冊1中表4-6-12 取=6，=35，+=4140.2.從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數對于單級主減速器，增大尺寸會影響驅動橋殼的離地間隙，減小又會影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。可根據經驗公式初選，即 （2-5）直徑系數，一般取13.016.0 從動錐齒輪的計算轉矩，為tce和tcs中的較小者所以 =（13.016.0）=（293.5361.3）初選=315 則=/=315/35=9根據=來校核=9的選取是否合適，其中=（0.30.4）此處，=（0.30.4）=（6.779.03），因此滿足校核。3. 主，從動錐齒輪齒面寬和錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，

13、反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小，這樣不但會減小了齒根圓角半徑，加大了集中應力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強度會降低。對于從動錐齒輪齒面寬，推薦不大于節錐的0.3倍，即，而且應滿足，對于汽車主減速器圓弧齒輪推薦采用： =0.155315=48.825 在此取50一般習慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使其在大齒輪齒面兩端都超出一些，通常小齒輪的齒面加大10%較為合適，在

14、此取=554.中點螺旋角 螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小，弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，選時應考慮它對齒面重合度，輪齒強度和軸向力大小的影響，越大，則也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩，噪聲越低，而且輪齒的強度越高，應不小于1.25，在1.52.0時效果最好，但過大，會導致軸向力增大。汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為3540，而商用車選用較小的值以防止軸向力過大，通常取35。5. 螺旋方向 主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受的軸向力的方向，當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有

15、分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為順時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為逆時針，驅動汽車前進。6. 法向壓力角加大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產生根切的最小齒數，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數下降，一般對于“格里森”制主減速器螺旋錐齒輪來說，規定載貨汽車可選用20的壓力角。2.2.3 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算表2-1 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算用表序 號項 目計 算 公 式計 算 結 果1主動齒輪齒數62從動齒輪齒數353端面模數9mm4齒面寬=55mm =50mm5齒工作高=13.

16、5mm6齒全高=15.0mm7法向壓力角=208軸交角=909節圓直徑=54mm=315mm10節錐角arctan=90-=14=7611節錐距a=a=159.79mm12周節t=3.1416 t=28.2744mm13齒頂高=11.565mm=1.935mm14齒根高=3.435mm=13.065mm15徑向間隙c=1.5mm16齒根角=1.231=4.67417面錐角=14.402=81.50318根錐角=8.497=75.59819齒頂圓直徑=76.797=315.6520節錐頂點止齒輪外緣距離=155.546=25.09321理論弧齒厚 =20.71mm=7.56mm22齒側間隙b=0

17、.3050.4060.4mm23螺旋角=352.2.4 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。1） 齒輪的損壞形式及壽命齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。它們的主要特點及影響因素分述如下： （1）輪齒折斷主要分為疲勞折斷及由于彎曲強度不足而引起的過載折斷。折斷多數從齒根開始，因為齒根處齒輪的彎曲應力最大。 疲勞折斷：在長時間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經受交變的彎曲應力。如果最高應力點的應力超過材料的耐久極限，

18、則首先在齒根處產生初始的裂紋。隨著載荷循環次數的增加，裂紋不斷擴大，最后導致輪齒部分地或整個地斷掉。在開始出現裂紋處和突然斷掉前存在裂紋處，在載荷作用下由于裂紋斷面間的相互摩擦，形成了一個光亮的端面區域，這是疲勞折斷的特征，其余斷面由于是突然形成的故為粗糙的新斷面。 過載折斷：由于設計不當或齒輪的材料及熱處理不符合要求，或由于偶然性的峰值載荷的沖擊，使載荷超過了齒輪彎曲強度所允許的范圍，而引起輪齒的一次性突然折斷。此外，由于裝配的齒側間隙調節不當、安裝剛度不足、安裝位置不對等原因，使輪齒表面接觸區位置偏向一端，輪齒受到局部集中載荷時，往往會使一端（經常是大端）沿斜向產生齒端折斷。各種形式的過載

19、折斷的斷面均為粗糙的新斷面。為了防止輪齒折斷，應使其具有足夠的彎曲強度，并選擇適當的模數、壓力角、齒高及切向修正量、良好的齒輪材料及保證熱處理質量等。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。 （2）齒面的點蝕及剝落齒面的疲勞點蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報廢齒輪的70%以上。它主要由于表面接觸強度不足而引起的。點蝕：是輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結果。由于接觸區產生很大的表面接觸應力，常常在節點附近，特別在小齒輪節圓以下的齒根區域內開始，形成極小的齒面裂紋進而發展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點的現象就稱為點蝕。一般首先產生在幾個齒上。在齒輪繼續工作時，則擴大凹坑的尺寸及數目

20、，甚至會逐漸使齒面成塊剝落，引起噪音和較大的動載荷。在最后階段輪齒迅速損壞或折斷。減小齒面壓力和提高潤滑效果是提高抗點蝕的有效方法，為此可增大節圓直徑及增大螺旋角，使齒面的曲率半徑增大，減小其接觸應力。在允許的范圍內適當加大齒面寬也是一種辦法。齒面剝落：發生在滲碳等表面淬硬的齒面上，形成沿齒面寬方向分布的較點蝕更深的凹坑。凹坑壁從齒表面陡直地陷下。造成齒面剝落的主要原因是表面層強度不夠。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會引起齒面剝落。當滲碳齒輪熱處理不當使滲碳層中含碳濃度的梯度太陡時，則一部分滲碳層齒面形成的硬皮也將從齒輪心部剝落下來。（3）齒面膠合 在高壓和高速滑摩引起的局部高溫的共

21、同作用下，或潤滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬齒表面的直接摩擦時，因高溫、高壓而將金屬粘結在一起后又撕下來所造成的表面損壞現象和擦傷現象稱為膠合。它多出現在齒頂附近，在與節錐齒線的垂直方向產生撕裂或擦傷痕跡。輪齒的膠合強度是按齒面接觸點的臨界溫度而定，減小膠合現象的方法是改善潤滑條件等。 （4）齒面磨損這是輪齒齒面間相互滑動、研磨或劃痕所造成的損壞現象。規定范圍內的正常磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損，應予避免。汽車主減速器及差速器齒輪在新車跑合期及長期使用中按規定里程更換規定的潤滑油并進行清洗是防止不正常

22、磨損的有效方法。汽車驅動橋的齒輪，承受的是交變負荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。在要求使用壽命為20萬千米或以上時，其循環次數均以超過材料的耐久疲勞次數。因此，驅動橋齒輪的許用彎曲應力不超過210.9nmm.表2-2給出了汽車驅動橋齒輪的許用應力數值。 表2-2 汽車驅動橋齒輪的許用應力 nmm計算載荷 主減速器齒輪的許用彎曲應力主減速器齒輪的許用接觸應力差速器齒輪的許用彎曲應力按式（2-1）、式（2-3）計算出的最大計算轉矩tce，tcs中的較小者7002800980按式（2-4）計算出的平均計算轉矩tcf210.91750210.9實踐表明，主減速器齒

23、輪的疲勞壽命主要與最大持續載荷（即平均計算轉矩）有關，而與汽車預期壽命期間出現的峰值載荷關系不大。汽車驅動橋的最大輸出轉矩tec和最大附著轉矩tcs并不是使用中的持續載荷，強度計算時只能用它來驗算最大應力，不能作為疲勞損壞的依據。2） 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的強度計算 （1） 單位齒長上的圓周力在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓周力來估算，即 nmm (2-6) 式中：p作用在齒輪上的圓周力，按發動機最大轉矩和最大附著力矩 兩種載荷工況進行計算，n； 從動齒輪的齒面寬，在此取50mm. 按發動機最大轉矩計算時： nmm （2-7）式中：發動機輸出的最大

24、轉矩，在此取300；變速器的傳動比,在此取7.31；主動齒輪節圓直徑，在此取54mm.按上式 nmm按最大附著力矩計算時： nmm （2-8）式中：汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，對于后驅動橋還應考慮汽車最大加速時的負荷增加量，在此取30000n；輪胎與地面的附著系數，在此取0.85：輪胎的滾動半徑，在此取0.483m按上式 nmm在現代汽車的設計中，由于材質及加工工藝等制造質量的提高，單位齒長上的圓周力有時提高許用數據的20%25%。經驗算以上兩數據都在許用范圍內。其中上述兩種方法計算用的許用單位齒長上的圓周力p都為1786.25n/mm。（2）輪齒的彎曲強度計算 汽車主減速器錐齒

25、輪的齒根彎曲應力為 n/ （29） 式中：該齒輪的計算轉矩，nm;超載系數；在此取1.0尺寸系數，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關，當時，在此0.772載荷分配系數，當兩個齒輪均用跨置式支承型式時，1.001.1; 當一個齒輪用跨置式支承型式取1.101.25。支承剛度大時取小值。質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節及徑向跳動精度高時，可取1.0;計算齒輪的齒面寬，mm;計算齒輪的齒數；端面模數，mm;計算彎曲應力的綜合系數（或幾何系數），它綜合考慮了齒形系數。載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數及慣性系數等對彎曲應力計算的影響。計算彎曲應力時本

26、應采用輪齒中點圓周力與中點端面模數，今用大端模數，而在綜合系數中進行修正。按汽車設計圖9-62選取小齒輪的0.285，大齒輪0.235.按上式466.7n/ 700n/=560.1 n/3076.9 h=所以軸承符合使用要求。對于從動齒輪的軸承c，d的徑向力計算公式見式（2-18）和式（2-19）已知f=25450n，=9662n，=20202n，a=410mm，b=160mm.c=250mm所以，軸承c的徑向力：=10401.3n 軸承d的徑向力：=23100.5n軸承c，d均采用7315e，其額定動載荷cr為134097n（3）對于軸承c，軸向力a=9662n，徑向力r=10401.3n，

27、并且=0.93e，在此e值為1.5tana約為0.402，由機械設計2中表18.7可查得x=0.4，y=0.4cota=1.6所以q=1.2(0.496621.610401.3)=24608.256n =28963 h所以軸承c滿足使用要求。（4）對于軸承d，軸向力a=0n，徑向力r=23100.5n，并且=.4187e 由機械設計2中表18.7可查得x=0.4，y=0.4cota=1.6 所以q=1.2(1.623100.5)=44352.96n=4064.8 h 所以軸承d滿足使用要求。此節計算內容參考了汽車設計實用手冊1和汽車設計3關于主減速器的有關計算。第3章 差速器設計汽車在行駛過程

28、中左，右車輪在同一時間內所滾過的路程往往不等。例如，轉彎時內、外兩側車輪行程顯然不同，即外側車輪滾過的距離大于內側的車輪；汽車在不平路面上行駛時，由于路面波形不同也會造成兩側車輪滾過的路程不等；即使在平直路面上行駛，由于輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度不同以及制造誤差等因素的影響，也會引起左、右車輪因滾動半徑的不同而使左、右車輪行程不等。如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則行駛時不可避免地會產生驅動輪在路面上的滑移或滑轉。這不僅會加劇輪胎的磨損與功率和燃料的消耗，而且可能導致轉向和操縱性能惡化。為了防止這些現象的發生，汽車左、右驅動輪間都裝有輪間差速器，從而保證了驅動橋兩側車輪在行程不等時具有不

29、同的旋轉角速度，滿足了汽車行駛運動學要求。差速器用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉動。差速器有多種形式，在此設計普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。3.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理圖3-1 差速器差速原理如圖3-1所示，對稱式錐齒輪差速器是一種行星齒輪機構。差速器殼3與行星齒輪軸5連成一體，形成行星架。因為它又與主減速器從動齒輪6固連在一起，固為主動件，設其角速度為；半軸齒輪1和2為從動件，其角速度為和。a、b兩點分別為行星齒輪4與半軸齒輪1和2的嚙合點。行星齒輪的中心點為c，a、b、c三點到差速器旋轉軸線的距離均為。當行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉軸線公轉

30、時，顯然，處在同一半徑上的a、b、c三點的圓周速度都相等（圖3-1），其值為。于是=，即差速器不起差速作用，而半軸角速度等于差速器殼3的角速度。當行星齒輪4除公轉外，還繞本身的軸5以角速度自轉時（圖），嚙合點a的圓周速度為=+，嚙合點b的圓周速度為=-。于是+=（+）+(-)即 + =2 （3-1）若角速度以每分鐘轉數表示，則 （3-2）式（3-2）為兩半軸齒輪直徑相等的對稱式圓錐齒輪差速器的運動特征方程式，它表明左右兩側半軸齒輪的轉速之和等于差速器殼轉速的兩倍，而與行星齒輪轉速無關。因此在汽車轉彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應轉速自轉，使兩側驅動車輪以不同轉速在地面上滾動而無滑

31、動。有式（3-2）還可以得知：當任何一側半軸齒輪的轉速為零時，另一側半軸齒輪的轉速為差速器殼轉速的兩倍；當差速器殼的轉速為零（例如中央制動器制動傳動軸時），若一側半軸齒輪受其它外來力矩而轉動，則另一側半軸齒輪即以相同的轉速反向轉動。3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構普通的對稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪，四個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成。如圖3-2所示。由于其具有結構簡單、工作平穩、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優點，故廣泛用于各類車輛上。圖3-2 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器1，12-軸承；2-螺母；3，14-鎖止墊片；4-差速器左殼；5，

32、13-螺栓；6-半軸齒輪墊片；7-半軸齒輪；8-行星齒輪軸；9-行星齒輪；10-行星齒輪墊片；11-差速器右殼3.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計由于在差速器殼上裝著主減速器從動齒輪，所以在確定主減速器從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器的輪廓尺寸也受到主減速器從動齒輪軸承支承座及主動齒輪導向軸承座的限制。3.3.1 差速器齒輪的基本參數的選擇1.行星齒輪數目的選擇載貨汽車采用4個行星齒輪。2. 行星齒輪球面半徑的確定圓錐行星齒輪差速器的結構尺寸，通常取決于行星齒輪的背面的球面半徑，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代表了差速器圓錐齒輪的節錐距，因此在一定程度上也表征了差速器的強度。球面

33、半徑可按如下的經驗公式確定： mm (3-3) 式中：行星齒輪球面半徑系數，可取2.522.99，對于有4個行星齒輪的載貨汽車取小值；t計算轉矩，取tce和tcs的較小值，nm.根據上式=2.6=58.7mm 所以預選其節錐距a=60mm3.行星齒輪與半軸齒輪的選擇為了獲得較大的模數從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數盡量少。但一般不少于10。半軸齒輪的齒數采用1425，大多數汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數比/在1.52.0的范圍內。差速器的各個行星齒輪與兩個半軸齒輪是同時嚙合的，因此，在確定這兩種齒輪齒數時，應考慮它們之間的裝配關系，在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左右兩半軸齒輪的齒數，

34、之和必須能被行星齒輪的數目所整除，以便行星齒輪能均勻地分布于半軸齒輪的軸線周圍，否則，差速器將無法安裝，即應滿足的安裝條件為： （3-4）式中：，左右半軸齒輪的齒數，對于對稱式圓錐齒輪差速器來說， = 行星齒輪數目； 任意整數。在此=12，=20 滿足以上要求。4. 差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節圓直徑的初步確定首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節錐角， =30.965 =90-=59.035再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數m m=5.15由于強度的要求在此取m=6mm得=72mm =120mm5.壓力角目前，汽車差速器的齒輪大都采用22.5的壓力角，齒高系數為0.8。最小齒數可減少到10

35、，并且在小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的條件下，還可以由切向修正加大半軸齒輪的齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。由于這種齒形的最小齒數比壓力角為20的少，故可以用較大的模數以提高輪齒的強度。在此選22.5的壓力角。6. 行星齒輪安裝孔的直徑及其深度l行星齒輪的安裝孔的直徑與行星齒輪軸的名義尺寸相同，而行星齒輪的安裝孔的深度就是行星齒輪在其軸上的支承長度，通常取： （3-5）式中：差速器傳遞的轉矩，nm；在此取11512.5nm行星齒輪的數目,在此為4；行星齒輪支承面中點至錐頂的距離，mm， 0.5d， d為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而d0.8；支承面的許用擠壓應力，在此取69 mpa根據上式 =96mm =0.596=48mm 28mm 31mm3.3.2 差速器齒輪的幾何計算表3-1 汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算