矿用车驱动系统设计及轮边减速器设计-本科毕业论文

辽宁工程技术大学毕业设计（论文）0 前言目前，国内各类1000万吨级以上露天铁矿、铜矿等矿山正在大规模扩建对大吨位和超大吨位矿用自卸车的需求将不断扩大。由于，矿用汽车是高行业壁垒与高利润的矛盾统体：(1)矿车行业进人的技术壁垒高，矿用汽车载重量从25吨到360吨每个系列至少有5个基本车型根据用途又可改装出运煤车洒水车等车型各个系列技术通用性差不同吨位车型间能通用的部件很啦这些决定了矿用车的高研发费用和试制费用一般企业无法插足即使国内厂家生产一个系列的某些产品，再扩张都很困难。国内厂家甚至一个系列的产品都很难做全。(2)矿用汽车进人的资金壁垒高，技术壁垒高导致研发周期长，产品品种多，加之批量小，元器件质量大，单台售价高等原因，使矿用车研发生产资产专用性高流动资金占用高资金回收慢。这个特点决定了能介入这个行业的企业必须要有雄厚的资金并做好长期投资的准备。(3)矿用汽车对工业基础及人才需求有特定的要求，正因为如此少数几家国际巨头一直主导着这个行业。也因此，国内生产矿用车的厂商也是为数不多，不过自主研发矿用车也将代替长期进口的现状。总之，国内解决一个系列产品自主研发问题，就等同于降低了中国矿用车的成本。矿用车的零部件生产为成批生产，如北方重工已建成年产量为1000台生产基地。由此可以看出中国已成为矿用车领域的先头军。本设计是矿用车驱动系统设计及轮边减速器设计，本说明书对“驱动桥设计”及其主要零部件的结构选择与强度计算进行说明。对于各种不同类型和用途的汽车，正确得确定汽车驱动桥总成，并成功地将它们组合成一个整体，机组成驱动桥，是本设计的主要组成部分。汽车的驱动桥处于传动系的末端，基本功用是增大有传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动车轮，并使左右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速器功能；同时，驱动桥还要承受作用与路面和车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力。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。在一般汽车的机械式传动中，有了变速器（有时还有副变速器或分动器）还不能完全解决发动机特性与汽车行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。首先是绝大部分发动机在汽车上是纵向布置，为使其转矩能传给左右驱动车轮，必须有驱动桥的主减速器来改变转矩的传递方向，同时还得由驱动桥差速器来解决左右驱动车轮转矩的传递方向，同时还得有驱动桥的差速器来解决左右驱动车轮间的转矩分配问题和差速要求。其次是因为变速器的主要任务仅在于通过选择适当的档位数及各档传动比，以使内燃机的转矩转速特性能适应汽车在各种行驶阻力下对动力性与经济性的要求，而驱动桥主减速器（还有轮边减速器）的作用则在于当变速器处于最高档（通常为直接档，有时还有超速挡）时，使汽车有足够的牵引力、适当的的最高车速和良好的燃油经济性。为此，则需将经过变速器、传动轴传来的动力，通过驱动桥的主减速器，进行进一步增大转矩、降低转速的变化。因此，想使汽车传动系设计得合理，首先必须选择好传动系的总传动比，并恰当地将它分配给变速器和驱动桥。后者的减速器比称为主减速比。当变速器处于最高档位时，汽车的动力性和燃油经济性主要取决于主减速比。在汽车的总布置设计时，应根据该车的工作条件及发送机、传动系、轮胎等有关参数，选择合适的主减速比来保证汽车具有良好动力性和燃油经济性。有时汽车设计得具有几种主减速比提供选择，以满足不同使用条件及变型车的需要。由于发动机功率的提高，汽车的整备质量的减小和路面状况的改善，主减速比有往小的方向发展的趋势。选择主减速比是要考虑到使汽车既能满足高速行驶的要求，又能在常用车速范围降低发送机转速、减小燃料消耗量，提高发动机寿命并改善震动及噪声的特性等。目前我国正在大力发展汽车产业,采用后轮驱动汽车的平衡性和操作性都将会有很大的提高。后轮驱动的汽车加速时，司机就会感到有更大的横向握持力，操作性能变好。维修费用低也是后轮驱动的一个优点，这种费用将会有很大的差别。后轮驱动必然会使得乘车更加安全、舒适，从而带来可观的经济效益。1 总体方案论证驱动桥处于动力传动系的末端，驱动桥一般由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳(有时有轮边减速器)等组成如图1-1，转向驱动桥还有等速万向节。其基本功能是：将万向传动装置传来的发动机传来的转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动车轮实现降低转速、增大转矩；通过主减速器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向；通过差速器实现两侧车轮差速作用，保证内、外侧车轮以不同转速转向。 1半轴2圆锥滚子轴承3支承螺栓4主减速器从动锥齿轮5油封6主减速器主动锥齿轮7弹簧座8垫圈9轮毂10调整螺母图1-1 驱动桥Fig. 1-1 drive axles 设计驱动桥时应当满足如下基本要求： 1)所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。 2)外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。 3)齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。 4)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。5)在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改 善汽车平顺性。 6)与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。 7)结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。随着汽车向采用大功率发动机和轻量化方向的发展以及路面条件的改善，近年来主减速比有减小的趋势。1.1 驱动桥结构方案分析驱动桥分断开式和非断开式两类。驱动车轮采用独立悬架时，应选用断开式驱动桥；驱动车轮采用非独立悬架时，则应选用非断开式驱动桥。断开式驱动桥的结构特点是没有连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁，主减速器、差速器及其壳体安装在车架或车身上，通过万向传动装置驱动车轮。此时，主减速器、差速器和部分车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮经独立悬架与车架或车身作弹性连接，因此可以彼此独立地相对于车架或车身上下摆动。为防止车轮跳动时因轮距变化而使万向传动装置与独立悬架导向装置产生运动干涉，在设计车轮传动装置时应用滑动花键轴或允许轴向适量移动的万向传动装置。普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量较大，这是它的一个缺点。断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，而汽车簧下部分质量的大小，对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜，提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。但是，由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上，且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。本设计选择整体式驱动桥，并且带有行星齿轮的轮边减速器。1.2 设计参数 主减速器传动比i，发动机给定转速n，轮胎的滚动半径r，发动机最大转矩 ，驱动桥数，轮胎的直径 ，最高车速v，发动机的最大功率P，汽车日常行驶的牵引力F，额定载重量m=42T，总重m=72T, 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的负荷G=47700N，后轮轮距=2638mm，驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离=1335mm。2 主减速器设计 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。2.1 主减速器结构方案分析主减速器可根据齿轮类型、减速形式以及主、从动齿轮的支承不同分类。2.1.1 主减速器的齿轮类型按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮式传动、双曲面齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式。弧齿锥齿轮传（如图2-1）的特点是主、从动齿轮的轴线垂直相交于一点。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对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，而是逐渐由齿的一端连续儿平稳地转向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小，但弧齿锥齿轮对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍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。为了减少驱动桥的外轮廓尺寸，主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮而采用螺旋锥齿轮。因为螺旋锥齿轮不发生根切（齿轮加工中产生轮齿根部切薄现象，致使齿轮强度大大降低）的最小齿数比直齿轮的最小齿数少，使得螺旋锥齿轮在同样的传动比下主减速器结构较紧凑。此外，螺旋锥齿轮还具有运转平稳、噪声小等优点，汽车上获得广泛应用。 图2-1弧形锥齿轮传动Fig.2-1transmission of the arc bevel gear双曲面齿轮传动的特点是主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，且主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线向上或向下偏移以距离E，称为偏移距。此偏移距使主动齿轮的轮旋角大于从动齿轮的螺旋角，并将与之差称为偏移角。与弧齿锥齿轮传动相比较，双曲面齿轮传动具有以下优点：有些汽车的主减速器采用准双曲面锥齿轮（车辆行业中简称双曲面传动）传动。准双曲面锥齿轮传动与圆锥齿轮相比，准双曲面齿轮传动不仅工作平稳性更好，弯曲强度和接触强度更高，同时还可使主动齿轮的轴线相对于从动齿轮轴线偏移。当主动准双曲面齿轮轴线向下偏移时，可降低主动锥齿轮和传动轴位置，从而有利于降低车身及整车重心高度，提高汽车行使的稳定性。东风EQ1090E型汽车即采用下偏移准双曲面齿轮。但是，准双曲面齿轮传递转矩时，齿面间有较大的相对滑动，且齿面间压力很大，齿面油膜很容易被破坏。为减少摩擦，提高效率，必须采用含防刮伤添加剂的双曲面齿轮油，绝不允许用普通齿轮油代替，否则将时齿面迅速擦伤和磨损，大大降低使用寿命。 1)圆柱齿轮传动圆柱齿轮传动广泛用于发动机横置的前置前驱动乘用车驱动桥和双级主减速器驱动桥以及轮边减速器。此时，齿轮皆应采用斜齿轮。 2)蜗杆传动与其他齿轮传动形式传动相比蜗杆传动具有以下优点：轮廓尺寸及质量小，并可获得较大的传动比（通常=8 14）；工作非常平稳，无噪声；便于汽车的总体布置及贯通式多桥驱动布置；可以传递大的载荷，使用寿命长；结构简单，拆装方便，调整容易。其主要缺点是涡轮齿圈要求使用昂贵的有色金属（青铜）制造，材料成本高；此外，传动效率较低。蜗杆传动主要用于生产批量不大的个别总质量较大的多桥驱动汽车和具有高转速发动机的客车上。2.1.2 主减速器的减速形式 为了满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的。按参加减速传动的齿轮副数目分，有单级式主减速器和双级式主减速器、双速主减速器、双级减速配以轮边减速器等。双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车上，若其第二级减速器齿轮有两副，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称轮边减速器。单级式主减速器应用于轿车和一般轻、中型载货汽车。单级主减速器由一对圆锥齿轮组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。 查阅文献，本设计为矿山用车驱动桥系统设计及轮边减速器设计。因此，本设计主减速器采用单级主减速器并带有轮边减速器的驱动桥。其传动比i=3.272。2.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量装配调整及轴承主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。2.2.1 主动锥齿轮的支承主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承(如图2-2)和跨置式支承两种(图2-3)。由资料、文献得，本设计采用跨置式支承结构。跨置式支承的结构特点是在锥齿轮两端的轴上均有轴承，这样可以增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间距离较小，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。但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承座，使主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。另外，因主、从动齿轮之间的空间很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不下或使齿轮拆装困难。跨置式支承中的导 图2-2主动锥齿轮悬臂式支承Fig.2-2 The bevel gear bearing cantilevers way 向轴承都为圆柱滚子轴承，并且内、外圈可以分离或根本不带内圈，它仅承受径向力，尺寸根据布置位置而定，是易损坏的一个轴承。 图2-3主动锥齿轮跨置式Fig.2-3 The bevel gear bearing Cross-Purchases way 齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的130以下而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。2.2.2 从动锥齿轮的支承从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图2-4示）。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。 图2-4 从动锥齿轮支撑形式Fig.2-4 Driven bevel gear support form2.3 主减速器锥齿轮设计主减速比、驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。2.3.1 主减速器锥齿轮的设计计算及主要参数选择 1)主减速齿轮计算载荷的确定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（、）的较小者，作为载货汽车和越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即 (2-1) (2-2) 2)按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩对于公路车辆来说，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： (2-3)当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩T应取前面两种的较小值T=min（T、T）；当计算锥齿轮疲劳寿命时取。 3)主动锥齿轮的计算转矩为 (2-4) 式中：有发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低的传动比。=2.46;超载系数，对于一般载货汽车、矿用车和越野车以及液力传动的各类汽车取， K=1。上述传动部分的效率，取=0.9； 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷。G=46746N；、 分别为有所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比，=0.9、=6；主减速锥齿轮间的传动效率，计算时对于弧齿锥齿轮副，取95%,对于双曲面 齿轮副，当i6时，取85%,当i1.6mm,则；k齿面载荷分配系数，跨置式结构，k=1；k质量系数，取1；F所计算的齿轮齿面宽；F=75mm,F=70mm；D所讨论齿轮大端分度圆直径；D=360mm；J齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取0.345； 对于从动齿轮：=min（、）=14572Nm和=4953Nm，对于主动齿轮，=3519Nm将各参数代入式（2-9），有：主动锥齿轮， 从动锥齿轮， 按照文献1, 主从动锥齿轮按min（、）满足=700MPa，按计算=210MPa轮齿弯曲强度满足要求。2.5.3 轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： (2-10)式中：锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；D 主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；D=117mm；b主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=70mmk齿面品质系数，取1.0；c综合弹性系数，取232.6N/mm；k尺寸系数，取0.779；J齿面接触强度的综合系数，取0.24；T主动锥齿轮计算转矩；T=1399N.m；k、k、k选择同上。=min（、）=14572Nm和=4953Nm，对于主动齿轮， =1399Nm将各参数代入式 （2-10），有： 按照文献，按min（、）计算的最大接触应力不应超过=2800MPa，按计算的疲劳接触应力不应超过 =1750MPa 轮齿接触强度满足要求。2.6 主减速器锥齿轮轴承的设计计算2.6.1 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线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力以及垂直于齿轮轴线的径向力。1)齿宽中点处的圆周力F (2-11)式中：T作用在从动齿轮上的转矩；D该齿轮齿面宽中点的分度圆直径；式中：发动机最大转矩，在此取830Nm；，.变速器在各挡的使用率，可参考表2-2选取；，.变速器各挡的传动比；，.变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表2-2选取。 表2-2及的参考值 Tab.2-2 The reference value of the and 档位 变速器车型 轿车公共汽车 载货汽车III挡IV挡 IV挡IV挡带超速挡IV挡IV挡带超速挡V挡K80 I 挡110.82110.50.5II 挡942.56433.52III挡90201627151175IV 挡7580.76550855915V 挡77.5 超速档30I 挡607065707050 5050II 挡606560707060 6060III 挡706050606070 7070IV 挡6050606060 7070V 挡 60 超速档75 70注：表中=，其中发动机最大转矩，汽车总重力，。由式文献得D、D，即 （2-12） (2-13)式中：D从动齿轮大端分度圆直径；D=360mm；从动齿轮齿面宽，=70mm；从动齿轮节锥角，； 、双曲面主、从动齿轮的螺旋角。 将各参数代入式(2-11)，有： F=32015N 对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的。 2)锥齿轮的轴向力F和径向力F（主动锥齿轮）作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力F和径向力F分别为 (2-14) (2-15)从动锥齿轮齿面上的轴向力Fac和径向力FRc分别为 (2-16) (2-17)2.6.2 锥齿轮轴承的载荷当锥齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，根据主减速器齿轮轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。图2-5为单级主减速器的跨置式支承的尺寸布置图:图2-5单级主减速器轴承布置尺寸Fig.2-5 Single-stage arrangement of the main reducer bearing size图2-5中各参数尺寸：a=152mm，b=97mm，c=55mm，d=224mm，e=172mm，D=298mm。由主动锥齿轮齿面受力简图（图26所示），得出各轴承所受的径向力与轴向力。 图26主动锥齿轮齿面受力简图Fig.2-6 The force diagram of active bevel gear tooth surface 轴承A、B：径向 (2-18)轴向力 ： 27184轴承E：径向力 (2-19)轴承E为圆柱滚子轴承，所以 轴承C：径向力 (2-20) 轴向力： F= F 轴承D：径向力 (2-21) 轴向力 F= 0 2.6.3 锥齿轮轴承型号的确定轴承A计算当量动载荷P (2-22)查阅文献 ,取轴承A、B锥齿轮圆锥滚子轴承30212.查表为e=0.4，=97.8KN，故 ，由此得X=0.4,Y=1.5。另外查得载荷系数f=1.2。 (2-23)验算30212圆锥滚子轴承的寿命 (2-24)对于驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转矩为n、n为 (2-25) (2-26)式中： 轮胎的滚动半径，m； 汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取3035km/h，在此 =30km/h； 温度系数，1.0； 载荷系数 ，1.2； 寿命指数，此处滚子轴承，取10/3。 将各参数代入式 (2-24)中，有： L=5016h 若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命,即 (2-27) 因为LL,故轴承符合使用要求。 轴承E对于轴承E，只承受径向载荷选用圆柱滚子轴承NU2206,此轴承的额定动载荷=70KN，e=1。 由于 有文献得 X=1, Y=0。代入式 (2-23)，得 由式(2-24)得，轴承寿命为 由此轴承E满足要求。 轴承C 、D均采用圆锥滚子轴承30220，由文献得额定动载荷240,e=0.42。对于轴承C，轴向力=9197N,径向力=24572N,且 所以 P=F=24572N 代入式(2-24)得 轴承D,=0，由此可得轴承D也满足要求。3 差速器设计汽车在行使过程中，左、右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的。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、轮胎摩擦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，则行驶是不可避免地会产生驱动轮在路面上滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎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度，满足了汽车行驶运动学的要求；在多桥驱动汽车上还装有轴间差速器，以提高通过性，同时避免在驱动桥产生功率循环及由此引起的附加载荷，式传动系零件损坏、轮胎磨损和增加燃料消耗。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。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。3.1 差速器的工作原理图4-1 差速器差速原理 fig.4-1 Differential differential principle 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。 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41），啮合点A的圆 速度为=+，啮合点B的圆周速度为=-。 于是由 +=（+）+(-) 得 + =2 (3-1) 若角速度以每分钟转数表示，则 (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。 由式（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 差速器结构形式选择 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。普通齿轮式差速器由于结构简单、工作稳平稳可靠，一直广泛用于一般使用条件下的汽车驱动桥中。摩擦片式差速器的锁紧系数k可达0.6，转矩比k可达4。这种差速器结构简单，工作平稳，可明显提高汽车的通过性 。 强制锁止式差速器就是在对称式锥齿轮差速器上设置差速锁。当一个驱动轮处于附着系数较小的路面时，可通过液压或气动操纵机构是内外接合器啮合，此后差速器壳与半轴锁紧在一起，可充分利用地面附着系数，是牵引力可能达到最大值。 查阅文献本设计差速器结构形式选择对称式圆锥行星齿轮差速器。 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2个半轴齿轮，4个行星齿轮(少数汽车采用3个行星齿轮，小型、微型汽车多采用2个行星齿轮)，行星齿轮轴(不少装4个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构)，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上有些越野汽车也采用了这种结构，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。例如加进摩擦元件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置差速锁等。3.3 普通锥齿轮式差速器齿轮设计 1) 行星齿轮数n根据文献，矿用车差速器的行星齿轮数n=4。 2) 行星齿轮球面半径Rb行星齿轮球面半径Rb反映了差速器锥齿轮节锥矩的大小和承载能力，可根据经验公式来确定 R=K (3-3)式中：Kb行星齿轮球面半径系数，Kb=2.53.0，对于四个行星齿轮的矿用车取最大值， Kb =3.0；T差速器计算转矩，T=min（、）=14572；将各参数代入式（3-3），有：R=73mm 3)行星齿轮和半轴齿轮齿数z和z为了使轮齿有较高的强度，z一般不少于10。半轴齿轮齿数z在1425选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1.52.0的范围内，且半轴齿轮齿数和必须能被行星齿轮齿数整除。查阅资料，经方案论证，初定半轴齿轮与行星齿轮的齿数比=1.67，半轴齿轮齿数z2=25，行星齿轮的齿数 z1=15。 4)行星齿轮和半轴齿轮节锥角、及模数m 行星齿轮和半轴齿轮节锥角、分别为 (3-4) (3-5) 将各参数分别代入式(3-4)与式（(3-5)，有：， 锥齿轮大端模数m为 (3-6) 将各参数代入式(3-6)，有： m=5.7mm 查阅文献，取模数 m=6mm。 5)半轴齿轮与行星齿轮齿形参数 按照文献中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表3-1。 6)压力角 汽车差速齿轮大都采用压力角=25，齿高系数为0.8的齿形。表3-1半轴齿轮与行星齿轮参数(单位：mm)Fig.3-1 Parameters of the Axle gear and planetary gear 参 数符 号半轴齿轮行星齿轮 分度圆直径 d 150 90 齿顶高 h 8 8 齿根高 h 7.2 7.2 齿顶圆直径 d 160 107 齿根圆直径 d 140 2.85 齿根角 44536 44536 分锥角 59224 305736 顶锥角 634445 351515 根锥角 541948 261514 锥距 R 87.46 分度圆齿厚 s 9.42 9.42 齿宽 b 24 28 7)行星齿轮轴用直径d及行星齿轮在轴上的支承长度L行星齿轮轴用直径d（mm）为 (3-7)式中：差速器壳传递的转矩，=14572； n行星齿轮数；行星齿轮