四驱越野车转向驱动桥的毕业设计（全套图纸）

1、毕业设计说明书论文(全套CAD图纸) QQ 36396305 摘 要随着汽车工业的发展和汽车技术的提高，驱动桥的设计和制造工艺都在日益完善。驱动桥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”的方向发展及生产组织专业化目标前进。应采用能以几种典型的零部件，以不同方案组合的设计方法和生产方式达到驱动桥产品的系列化或变形的目的，或力求做到将某一类型的驱动桥以更多或增减不多的零件，用到不同的性能、不同吨位、不同用途并由单桥驱动到多桥驱动的许多变形汽车上。本说明书中，根据给定的参数，首先对主减速器进行设计。主要是对主减速器的结构，以及几何尺寸进行了

2、设计。主减速器的形式主要有单级主减速器和双级主减速器。而主减速器的齿轮形式主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。本次设计采用的是整体式单级主减速器，齿轮形式采用双曲面齿轮。其次，对差速器的形式进行选择，差速器的形式主要分为普通对称式圆锥行星齿轮差速器和防滑差速器两种。本次设计采用普通对称式圆锥行星齿轮差速器。最后，对半轴的结构、支承形式，以及桥壳的形式和特点进行了分析设计。本次设计采用全浮式半轴支承和整体式驱动桥壳。关键词：驱动桥 主减速器 差速器 半轴 驱动桥壳 ABSTRACTWith the development of the automotive industry

3、and vehicle technology to improve the design and manufacturing process of the drive axle are increasingly improved. Drive Axle and other automotive assembly, in addition to the widespread adoption of new technology in the structural design, the direction of development and production organizations i

4、ncreasingly toward standardization of parts, components universal product series professional goal. Parts should be used in several typical drive axle product series or deformation of the purpose of portfolio design and production methods, or that we could achieve a certain type of drive axle to mor

5、e or deletion few parts, used different performance, many of the different tonnage, different purposes by a single bridge driver to multi-bridge-driven deformation of the car. This manual, according to the given parameters, the first main gear box design. The structure of the main gear box, and the

6、geometric dimensions of the design. The main gear box in the form of single-stage main gear box and two-stage main gear box. Final drive gear mainly in the form of spiral bevel gears, hypoid gears, cylindrical gears, worm and other forms. This design is integral single-stage main gear box, gear form

7、s of hypoid gears. Secondly, in the form of differential selection, differential forms are divided into ordinary symmetric cone planetary gear differential and limited slip differential two. The design uses a common symmetric cone planetary gear differential. Finally, on the structure of the axle, s

8、upporting forms, and the axle housing forms and characteristics of the analysis and design. The design uses a full floating axle shaft bearing and the overall drive axle housing.Keywords: Drive axle Main reducer Differential Axle Drive Axle Housing1前言转向驱动桥在四驱越野车中是指具有转向功能的驱动桥。其主要功能一是把分动器传出的功率经其减速后传递给

9、车轮使车轮转动；二是通过转向器把方向盘所受的转矩传递给转向杆从而使车轮转向。改革开放以来, 随着汽车工业的飞速发展，人民生活水平的提高，高速公路、高等级公路的不断建设，汽车正逐渐进入家庭，成为人们生活的一部分。同时随着我国加入世界贸易组织，通用、福特、日产、丰田一批世界一流汽车生产企业纷纷进入中国，市场竞争日趋激烈.入世后，技术竞争将是我国汽车工业面临的最大挑战。本课题是结合科研进行工程设计。由于四驱越野车的普及，因而对于转向驱动桥是非常需要的。为了让越野车能更好的适应野外的行驶，对于转向驱动桥提出了以下要求：a.车轮转向要达到45 b.方向盘向各边能转动2.5圈c.前轮采用麦弗逊悬架在王琪老

10、师和李书伟老师的指导下，首先进行了方案论证。经过讨论与研究，对于桥壳部分改变了以前的非断开式，最终确定对于主减速器部分仍采用整体式而两端分别装一球面滚轮式万向节。在转向节部分采用球笼式万向节，转向器采用循环球式转向器。由于转向驱动桥最终要于其它部分组合在一起组成四驱车，所以整个设计过程要考虑最终的组装。我们根据厂方提供的数据首先对驱动桥进行了详细的分析。然后根据分析的结果，计算各部分的轴向力、扭矩、传动比以及功率。进而对各部分进行设计。转向驱动桥改变了以往的非断开式桥壳，使其更适和在一些非平坦路面上行驶。本课题新颖实用，在技术上有较大改进，具有较强的竞争力。本转向驱动桥将具有很大的市场前景。

11、2总体方法论证2.1转向驱动桥分析已知条件：外行尺寸(长x宽x高)：3600x1550x1500（mm）额定功率：76 kw(3800r/min) ; 最大扭距：225Nm(2000r/min) 前轴距：2230mm; 轮距：1300mm ;后轮距：1300mm ; 总质量：1.5t;载重量：2.1t ;Vmin:5km/h ; Vmax: 140km/h; 最大爬坡度：60%；2.2 结构方案的确定2.2.1驱动桥的分析驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。a.非断开式驱动桥普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种汽车上，在

12、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。它的一个缺点是簧下质量大点。b.断开式驱动桥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。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。2.2.2转向器的分析根

13、据所采用的转向传动副的不同，转向器的结构型式有多种。常见的有齿轮齿条式、循环球式、球面蜗杆滚轮式、蜗杆指销式等。对转向其结构形式的选择，主要是根据汽车的类型、前轴负荷、使用条件等来决定，并要考虑其效率特性、角传动比变化特性等对使用条件的适应性以及转向器的其他性能、寿命、制造工艺等。矿山、工地用汽车和越野汽车，经常在坏路或在无路地带行驶，推荐选用极限可逆式转向器，但当系统中装有液力式动力转向或在转向横拉杆上装有减振器时，则可采用正、逆效率均高的转向器，因为路面的冲击可由液体或减振器吸收，转向盘不会产生“打手”现象。2.2.3转向节的分析万向节按其在扭转方向上是否有明显的弹性，可分为刚性万向节和挠

14、性万向节。在前者中，动力是靠零件的铰链式联接传递的，而在后者中则靠弹性零件传递，且有缓冲减振作用。刚性万向节又可分为不等速万向节、准等速万向节和等速万向节。由于弹性件的弹性变形量有限，故挠性万向节一般用于两轴间夹角不大于（35）和只有微量轴向位移的万向节传动场合。2.3本车桥的结构由于该车悬架采用麦弗逊悬架因此驱动桥应采用断开式驱动桥。对于转向器由于该车是四驱越野车，经常在坏路或无路地带行驶应选用极限可逆转向器。可选用循环球式转向器。当正效率高时驾驶员可以轻便的转动转向盘；当逆效率高时使驾驶员更好的感觉路况，但为了减轻在不平路面上行驶时驾驶员的疲劳，车轮与路面之间的作用力传至 转向盘上要尽可能

15、小，防止打手又要求效率尽可能低。因此应在车的转向横拉杆上装一减振器使其吸收路面的冲击消除打手现象。而对于转向节由于其转向要一定的角度根据角度选择球笼式Birfield型。对于主减速两侧的万向节用球面滚轮式万向节。3主减速器的设计计算3.1主减速器传动比的计算主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比iT一起由整车动力计算来确定。对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率Pemax及其转速np，的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的

16、最高车速vamax。这时i0值应按下式来确定： (3-1) 式中rr车轮的滚动半径，m； igh变速器量高档传动比。对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i0一般选择比上式求得的大1025，即按下式选择： i0=1+（1025） i0 (3-2)=2.162.96 3.2主减速器的选择主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。a.单级减速器由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点，广泛用在主减速比i07.6的各种中、小型汽车上。单级主减速器都是采用一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，也有采用蜗轮传动的。

17、b.双级主减速器由于双级主减速器结构复杂、质量加大，制造成本也显著增加，因此仅用于主减速比较大(7.65的中、重型汽车的贯通桥。它又有锥齿轮圆柱齿轮式和圆柱齿轮锥齿轮式两种结构型式。锥齿轮圆柱齿轮双级贯通式主减速器的特点是有较大的总主减速比(因两级减速的减速比均大于1)，但结构的高度尺寸大，特别是主动锥齿轮的工艺性差，而从动锥齿轮又需要采用悬臂式安置，支承刚度差，拆装也不方便。圆柱齿轮锥齿轮式双级贯通式主减速器的结构紧凑，高度尺寸减小，但其第一级的斜齿圆柱齿轮副的减速比较小。f.单级(或双级)主减速器附轮边减速器一些重型汽车、大型公共汽车的驱动桥的主减速比往往要求很大。当其值大于12时，则需采

18、用单级(或双级)主减速器附加轮边减速器的结构型式，将驱动桥的一部分减速比分配给安装在轮毂中间或近旁的轮边减速器。这样以来，不仅使驱动桥中间部分主减速器的轮廓尺寸减小，加大了离地间隙，并可得到大的驱动桥减速比(其值往往在1626左右)，而且半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件的尺寸也可减小。但轮边减速器在一个桥上就需要两套，使驱动桥的结构复杂、成本提高，因此只有当驱动桥的减速比大于12时，才推荐采用。根据求得的传动比i0=2.162.96选择用单级减速器。3.3主减速器齿轮的类型 在现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。 螺旋锥齿轮其主、从动齿轮轴线相交于一点。交角可

19、以是任意的，但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用90交角的布置。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，螺旋锥齿轮能承受大的负荷。加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，面是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另端，使得其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也是很小的。双曲面齿轮其主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角也都是采用90。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移。当偏移距大到一定程度时，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凑 的支承。这对于增强支承刚度、保证轮齿正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。随偏移距的不同

20、，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高至175。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有利于大传动比传动。当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这对于主减速比i04.5的传动有其优越性。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大，这时选用螺旋锥齿轮更合理，因为后者具有较大的差速器可利用空间。由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工

21、作得更加平稳、无噪声，强度也高。双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。由于i0=2.162.96选择用双曲面主动齿轮。3.4主减速齿轮计算载荷的确定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(Tje、Tjh)的较小者，作为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 (3-3)Nm (3-4) Nm 式中Temax发动机量大转矩，Nm；iTL由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比； 传动部分的效率，取=0.9； K0超载系数，取K0=1； n驱动桥数目；G2汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最

22、大负荷，N；轮胎对路面的附着系数，越野汽车取=1.0； rr一车轮的滚动半径，m；，一一分别为由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。上面求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏的依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均比牵引力的值来确定的，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩Tjm (Nm)为 (3-5)Nm 式中Ga汽车满载总重，N； GT所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车； fR道路滚动阻力系数，越野汽车取0.0200.035； fH汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。越野汽车取0.090.30。fP汽车或汽

23、车列车的性能系数： 0 (3-6)式中fP计算为负时，取0值。当计算主减速器主动齿轮时，应将式（3-3）（3-4）各式分别除以该齿轮的减速比及传动效率。3.5主减速器齿轮基本参数的选择3.5.1齿数的选择表3-1 汽车驱动桥主减速器主动锥齿轮齿数（用于半展成法*加工时）传动比(z/ z)推荐的主动齿轮最小齿数(z)主动齿轮齿数允许范围（z） 2.01715192.51512163.01110143.510798104.094.58695.0 758表3-2 汽车主减速器主、从动锥齿数的选择89101112131415162.8802.9194144472.9202.95935382.9602.

24、999424548续表89101112131415163.0003.0393639493.0403.0793343463.0803.11940 照表3-1由于i0=2.162.96所以取主动齿轮齿数为11。再根据表3-2查得与齿数11相配和的齿数为35。3.5.2节圆直径的选择由于弯曲应力和作用在齿轮上的圆周力P与齿面宽F的比值P/F成正比关系，而且当变速器处于挡位置时，圆周力P与齿面宽F的比值P/F。 (3-7) (3-8)式中：d2及F的单位均cm。当挡的传动比ig13时，还必须具备另一条件，亦即在直接挡传递发动机的最大转矩Temax时比值P/F应不超过3920，即 (3-9)对于双曲面齿

25、轮来说，选取F0.155d2,将此关系及代入以上有关公式并整理后得到：当挡传递Temax时，节圆直径d2应大于或等于以下两式算得数值中的较小值，即 (3-10)cm (3-11)cm 取两者中的较大值。式中Temax发动机量大转矩，Nm；ig1变速器挡传动比；i变速器比；n该车的驱动桥数目； G2汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N； 轮胎对路面的附着系数，对越野汽车取=1.0； rr一车轮的滚动半径，m；圆整后取d2=175mmd2选定后，可按式m=d2/z2175/35=5算出从动锥齿轮大端端面模数，并用下式校核： (3-12)=(0.30.4)4.5395.719 式中Tj计算转

26、矩，Nm； Km模数系数，取Km=0.30.4。经校核成立。3.5.3齿面宽的选择汽车主减速器双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽F(mm)推荐为： F=0.155d 2 (3-13)27mm 式中d2从动齿轮节圆直径，mm。3.5.4双曲面齿轮的偏移距E越野汽车E不应超过从动齿轮节锥距A0的20%（或取E值为d：的10%12%，且一般不超过12%）。传动比愈大则E也应愈大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距E可达从动齿轮节圆直径的2030。但当E大干d2的20时，应检查是否存在根切。 E=0.2d2 (3-14)=0.2175=35mm 3.5.5双曲面齿轮的偏移方向采用下偏移。又由于双曲面齿轮的偏移方

27、向与其轮齿的螺旋方向间有一定的关系：下偏移时主动齿轮的螺旋方向为左旋，从动齿轮为右旋。3.5.6齿轮法向压力角的选择对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽车选用2230的平均压力角，轿车选用19的平均压力角。当zl8时，其平均压力角均选用2115。本车选用平均压力角为2115。3.5.7齿轮几何尺寸的计算按表3-3对几何尺寸进行计算得表3-3圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算用表序号 计算公式结果 注释1z1 11小齿轮齿速应不少于62z2 35大齿轮齿速由z1及速比定，但z1与z2间应避免有公约数 3F 27大齿轮齿面宽F=0.155d24E 20

28、小齿轮轴线偏移距E=（0.1 0.12）d25d2=175 175大齿轮风度圆直径d26rd=63.563.5刀盘名义直径rd7=arctan() 20.13小齿轮节锥角9=69.34大齿轮节锥角102=30.50大齿轮终点螺旋角211z=-0.2809大齿轮节锥顶点到小齿轮轴线的距离，+表示该节锥顶点越过了小齿轮轴线，-表示该节锥顶点在大齿轮体与小齿轮轴线之间12A0=93.583大齿轮节锥距13=0.817大齿轮顶角14=3.99大齿轮的齿根角15 h=1.446大齿轮齿顶高16h= 8.203 大齿轮齿根高17C=1.148径向间隙C为大齿轮在齿面宽中点处的工作齿高的15%再加上0.05

29、18 h=9.649大齿轮齿全高19hg=8.501大齿轮齿工作高20 =70.16大齿轮的面锥角21=65.35大齿轮的根锥角续表序号 计算公式结果 注释23 =31.924大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离24 z0=-0.595大齿轮面锥顶点到小齿轮轴线的距离，+表示该面锥顶点越过了小齿轮轴线，-表示该面锥顶点在大齿轮体与小齿轮轴线之间25zR= 2.1499 大齿轮根锥顶点到小齿轮轴线的距离，+表示该根锥顶点越过了小齿轮轴线，-表示该根锥顶点在大齿轮体与小齿轮轴线之间26 =22.99小齿轮面锥角27G0=-2.94小齿轮面锥顶点到大齿轮轴线的距离，+表示该面锥顶点越过了大齿轮轴线，-表示该

30、面锥顶点在小齿轮体与大齿轮轴线之间28B0= 84.673 小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离29Bi= 55.8904小齿轮前缘至大齿轮轴线的距离30 d01=69.3095小齿轮的外圆直径续表序号 计算公式结果 注释31GR=2.5155小齿轮根锥顶点到大齿轮轴线的距离，+表示该根锥顶点越过了大齿轮轴线，-表示该根锥顶点在小齿轮体与大齿轮轴线之间 32 =19.23小齿轮根锥角33Bmin0.1197最小侧间隙允许值34Bmax0.1598最大侧间隙允许值3.6主减速器双曲面齿轮的强度计算3.6.1单位齿长上的圆周力 (3-15) 式中p单位齿长上的圆角力，Nmm；P作用在齿轮上的圆周力，N，按

31、发动机最大转矩Teamx和最大附着力矩两种载荷工况进行计算；F从动齿轮的齿面宽，mm。按发动机最大转矩计算时： (3-16)=N 式中Temax发动机最大转矩，Nm；ig变速器传动比，常取1档及直接档进行计算；d1主动齿轮节圆直径，mm。对于多桥驱动汽车应考虑驱动桥数及分动器传动比。按最大附着力矩计算时： (3-17)=N 式中G2驱动桥对水平地面的负荷，N；轮胎与地面的附着系数；rr轮胎的滚动半径，m；d2主减速器从动齿轮节圆直径，mm。许用单位齿长上的圆周力如表3-4。表3-4 许用单位齿长上的圆周力按发动机最大转矩计算按最大附着力矩计算附着系数1档2档直接档轿车8935363218930

32、.85货车142925014290.85公共汽车9822140.85牵引汽车5362500.653.6.2轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力 (Nmm2)为 (3-18)= Nmm2 式中Tj齿轮的计算转矩，Nm，对于主动齿轮还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上；K0超载系数；Ks尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等有关。当端面模数m1.6mm时Ks= (3-19)Km载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，Km1.001.10；当一个齿轮用骑马式支承时，Km1.101.25。支承刚度大时取小值；Kv质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周

33、节及径向跳动精度高时，可取Kv1；F计算齿轮的齿面宽，mm；Z计算齿轮的齿数； m端面模数，mm；J计算弯曲应力用的综合系数,为0.27。汽车主减速器齿轮的损坏形式主要是疲劳损坏，而疲劳寿命主要与日常行驶转矩即平均计算转矩有关，Tj或升Tjh只能用来检验最大应力，不能作为疲劳寿命的计算依据。3.6.3轮齿的接触强度计算双曲面齿轮齿面的计算接触应力 (MPa)为 (3-20)=30.67 Mpa 式中T1、T1max分别为主动齿轮的工作转矩和最大转矩，Nm；Cp材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N1/2mm；d1主动齿轮节圆直径，mm；Kf表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取Kf=1；F

34、齿面宽，mm，取齿轮副中的较小值(一般为从动齿轮齿面宽)；J一一计算接触应力的综合系数，为0.27。3.7 主减速器齿轮的材料及热处理汽车主减速器双曲面齿轮目前均用渗碳合金钢制造。常用的钢号有20CrMnTi，22CrMnMo，20CrNiMo，20MnVB和20Mn2TiB。用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度可高达HRC5864，而芯部硬度较低为HRC3245。渗碳层深度为0.91.3mm。3.8 主减速器的润滑主减速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，因为其润滑不能靠润滑油的飞溅来实现。为此，在从动齿轮的前端近主动齿

35、轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过进油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的小端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环。这样不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被损坏。为了保证有足够的润滑油能流进差速器，有的采用专门的导油匙。4差速器的设计4.1 差速器的结构型式选择 差速器的结构型式有多种。有普通对称式圆锥行星齿轮差速器和防滑差速器。后者又分为强制锁止式和自锁式两类。自锁式差速器又有多种结构型式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。a

36、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。b强制锁止式防滑差速器充分利用牵引力的最简单的一种方法是在普通的圆锥齿轮差速器上加装差速锁，必要时将差速器锁住。此时左、右驱动车轮可以传递由附着力决定的全部转矩。 当汽车驶入较好

37、的路面时，差速器的锁止机构应即时松开，否则将产生与无差速器时一样的问题。 c自锁式差速器 一般越野汽车的低压轮胎与地面的附着系数的最大值为0.70.8(在于燥的柏油或混凝工路面上)，而最小值为0.10.2(在开始溶化的冰上)。可见相差悬殊的附着系数的最大比值为8。因此，为了充分利用汽车牵引力，差速器的锁紧系数K实际上选定为8就已足够。而汽车在不好的道路和无路地区行驶的实践表明，各驱动车轮与地面附着系数不同数值之比，一般不超过34。因此选取K34是合适的，在这种情况下汽车的通过性可以得到显著的提高，而其转向操纵等使用性能实际上并不变坏。根据所设计车的要求选用对称式圆锥行星齿轮差速器同时加进摩擦元

38、件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数。4.2差速器齿轮的基本参数选择4.2.1行星齿轮数目的选择轿车常用2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车多用4个行星齿轮，少数汽车采用3个行星齿轮。参照长春一汽的四驱越野车采用2个行星齿轮。4.2.2行星齿轮球面半径RB(mm)的确定 圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径RB，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代替了差速器圆锥齿轮的节锥距。 球面半径可根据经验公式来确定： (4-1)=32.747mm 式中KB行星齿轮球面半径系数，KB=2.522.99，对于有2个行星齿轮的越野汽车取最大值；Tj计算转矩，Nm。RB确定后，即可根据下式预选其节锥距

39、： A0=(0.980.99)RB (4-2)=(0.980.99)=31.7732.42 4.2.3行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 为了得到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，但一般不应少于10。半轴齿轮的齿数采用1425。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.52范围内。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n所整除，否则将不能安装。取z1 =10 z2=184.2.4差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角、： =32.28 (4-3)=67.72 (4-4)式中z1、z2

40、行星齿轮和半轴齿轮齿数。 再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数： =3.15 (4-5) 圆整后取m=4 算出模数后，节圆直径d即可由下式求得： (4-6)d1=410=40mm d2=418=72mm 4.2.5差速器几何尺寸的计算按表4-1得表4-1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式1行星齿轮齿数z1=102半轴齿轮齿数z2=18 3模数m=44齿面宽F=(0.250.30)A0=10.28512.345齿工作高hg=1.6m=6.46齿全高h=1.788m0.051=7.203 7压力角=22.58轴交角=909节圆直径d1=mz1=40 d2=mz2=7210节锥角

41、 =arctan(z1/z2)=29.05 =arctan(z2/z1)=60.9511节锥距A0=d1/(2sin)=d2/(2sin)=41.1412周节t=3.1416m=12.566413齿顶高=hgh=4.224 h=0.430+m=2.17614齿根高h =1.788mh =2.928 h=1.788h=4.976 15径向间隙c=hhg=0.1788mh=0.803 16齿根角=arctan=4.07 =arctan=3.0317面锥角=32.08 =65 18根锥角=24.98 =57.92 19外圆直径D01=d12 hcos=47.39 D02=d22 hcos=74.11

42、 20节锥顶点至齿轮外缘距离=d2/2hsin=33.945 =d1/2 h sin =18.09 4.2.6行星齿轮安装孔直径及其深度L的确定 行星齿轮安装孔与行星齿轮轴名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度。通常取 (4-7)=1.18=8.8 (4-8)=1.164=70.4 =8 (4-9)式中T0差速器传递的转矩，Nm； n行星齿轮数； l为行星齿轮支承面中点到锥顶的距高，mm； 支承面的许用挤压应力，取为69MPa。 4.3差速器齿轮与强度计算 汽车差速器齿轮的弯曲应力为 (4-10)=282.42 Mpa 式中T差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转

43、矩，Nm；Tj计算转矩，Nm；n差速器行星齿轮数目；z2半轴齿轮齿数；J计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，为0.225。按日常行驶平均转矩计算所得的汽车差速器齿轮的弯曲应力，应不大于210.9MPa；按计算转矩进行计算时，弯曲应力应不大于980MPa。由于282.42 Mpa980Mpa成立。5半轴的设计5.1半轴的设计与计算半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。半轴的计算应考虑到以下三种可能的载荷工况：（1）纵向力X2最大时(X2Z2)，附着系数尹取0.8，没有侧向力作用；（2）侧向力Y2最大时，其最大值发生于侧滑时，为Z2中，侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数，在计算中取1.0，没有纵向力作用；（3）垂向力Z2最大时，这发生在汽车以可能的高速通