1、目錄1 前言 21.1 本課題的來源、基本前提條件和技術要求 21.2 本課題要解決的主要問題和設計總體思路 21.3 預期的成果 22 國內外發展狀況及現狀的介紹 43 總體方案論證 54 具體設計說明 84.1 主減速器的設計 84.1.1 主減速器的結構型式 84.1.2 主減速器主動錐齒輪的支承型式及安裝方法 104.1.3 主減速器從動錐齒輪的支承型式及安裝方法 114.1.4 主減速器的基本參數的選擇及計算 124.2 差速器的設計 154.2.1 差速器的結構型式 154.2.2 差速器的基本參數的選擇及計算 164.3 半軸的設計 174.3.1 半軸的結構型式 174.3.2

2、 半軸的設計與計算 184.4 驅動橋殼結構選擇 215 結論 23參 考 文 獻 錯 誤! 未定義書簽。1 前言本課題是進行輕型貨車汽車后驅動橋的設計。 設計出小型輕型貨車汽車后驅 動橋，包括主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置及橋殼等部件，協調設計車 輛的全局。1.1 本課題的來源、基本前提條件和技術要求a. 本課題的來源：輕型載貨汽車在汽車生產中占有大的比重。驅動橋在整車中十分重要，設計出結構簡單、工作可靠、造價低廉的驅動橋，能大大降低整車 生產的總成本，推動汽車經濟的發展。b. 要完成本課題的基本前提條件是： 在主要參數確定的情況下， 設計選用驅 動橋的各個部件，選出最佳的方案。c.

3、技術要求：設計出的驅動橋符合國家各項輕型貨車的標準 1 ，運行穩定可 靠，成本降低，適合本國路面的行駛狀況和國情。1.2 本課題要解決的主要問題和設計總體思路a. 本課題解決的主要問題：設計出適合本課題的驅動橋。汽車傳動系的總 任務是傳遞發動機的動力， 使之適應于汽車行駛的需要。 在一般汽車的機械式傳 動中，有了變速器還不能完全解決發動機特性與汽車行駛要求間的矛盾和結構布 置上的問題。 首先是因為絕大多數的發動機在汽車上的縱向安置的， 為使其轉矩 能傳給左、右驅動車輪， 必須由驅動橋的主減速器來改變轉矩的傳遞方向， 同時 還得由驅動橋的差速器來解決左、 右驅動車輪間的轉矩分配問題和差速要求。

4、其 次，需將經過變速器、傳動軸傳來的動力，通過驅動橋的主減速器，進行進一步 增大轉矩、降低轉速的變化。因此，要想使汽車驅動橋的設計合理，首先必須選 好傳動系的總傳動比，并恰當地將它分配給變速器和驅動橋。b. 本課題的設計總體思路：非斷開式驅動橋的橋殼，相當于受力復雜的空 心梁，它要求有足夠的強度和剛度， 同時還要盡量的減輕其重量。 所選擇的減速 器比應能滿足汽車在給定使用條件下具有最佳的動力性和燃料經濟性。 對載貨汽 車，由于它們有時會遇到坎坷不平的壞路面， 要求它們的驅動橋有足夠的離地間 隙，以滿足汽車在通過性方面的要求。 驅動橋的噪聲主要來自齒輪及其他傳動機 件。提高它們的加工精度、裝配精

5、度，增強齒輪的支承剛度，是降低驅動橋工作 噪聲的有效措施。 驅動橋各零部件在保證其強度、 剛度、可靠性及壽命的前提下 應力求減小簧下質量， 以減小不平路面對驅動橋的沖擊載荷， 從而改善汽車行駛 的平順性。1.3 預期的成果 設計出小型輕型貨車汽車的驅動橋，包括主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置及橋殼等部件， 配合其他同組同學， 協調設計車輛的全局。 使設計出的產 品使用方便，材料使用最少，經濟性能最高。a. 提高汽車的技術水平，使其使用性能更好，更安全，更可靠，更經濟，更舒適，更機動，更方便，動力性更好，污染更少。b. 改善汽車的經濟效果，調整汽車在產品系列中的檔次，以便改善其市場 競爭地位

6、并獲得更大的經濟效益2 國內外發展狀況及現狀的介紹為適應不斷完善社會主義市場經濟體制的要求以及加入世貿組織后國內外 汽車產業發展的新形勢， 推進汽車產業結構調整和升級， 全面提高汽車產業國際 競爭力，滿足消費者對汽車產品日益增長的需求， 促進汽車產業健康發展， 特制 定汽車產業發展政策。通過該政策的實施，使我國汽車產業在 2010 年前發展成 為國民經濟的支柱產業， 為實現全面建設小康社會的目標做出更大的貢獻。 政府 職能部門依據行政法規和技術規范的強制性要求，對汽車、農用運輸車 （ 輕型貨 車車及三輪汽車，下同 ） 、摩托車和零部件生產企業及其產品實施管理，規范各 類經濟主體在汽車產業領域的

7、市場行為。 輕型貨車汽車， 在汽車發展趨勢中， 有 著很好的發展前途。 生產出質量好， 操作簡便， 價格便宜的輕型貨車汽車將適合 大多數消費者的要求。 在國家積極投入和支持發展汽車產業的同時， 能研制出適 合中國國情， 包括道路條件和經濟條件的車輛， 將大大推動汽車產業的發展和社 會經濟的提高。在新政策汽車產業發展政策中，在 2010 年前，我國就要成為世界主要 汽車制造國，汽車產品滿足國內市場大部分需求并批量進入國際市場； 2010 年， 汽車生產企業要形成若干馳名的汽車、 摩托車和零部件產品品牌； 通過市場競爭 形成幾家具有國際競爭力的大型汽車企業集團，力爭到 2010 年跨入世界 500

8、強 企業之列，等等。同時，在這個新的汽車產業政策描繪的藍圖中，還包含許多涉 及產業素質提高和市場環境改善的綜合目標， 著實令人鼓舞。 然而， 不可否認的 是，國內汽車產業的現狀離產業政策的目標還有相當的距離。自 1994 年汽車 工業產業政策 頒布并執行以來， 國內汽車產業結構有了顯著變化， 企業規模效 益有了明顯改善， 產業集中度有了一定程度提高。 但是，長期以來困擾中國汽車 產業發展的散、 亂和低水平重復建設問題， 還沒有從根本上得到解決。 多數企業 家預計，在新的汽車產業政策的鼓勵下， 將會有越來越多的汽車生產企業按照市 場規律組成企業聯盟，實現優勢互補和資源共享。3總體方案論證驅動橋的

9、結構型式按齊總體布置來說共有三種，即普通的非斷開式驅動橋, 帶有擺動半軸的非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。777777777777777圖3-1驅動橋的總體布置型式簡圖（a）普通非斷開式驅動橋；（b）帶有擺動半軸的非斷開式驅動橋；（c）斷開式驅動橋圖3-2 非斷開式驅動橋普通非斷開式驅動橋2，如圖3-2，由于其結構簡單、造價低廉、工作可靠，最 廣泛地用在各種載貨汽車、客車和公共汽車上，在多數的的越野汽車和部分轎車 上也采用這種結構。它的具體結構是橋殼是一根支承在左、 右驅動車輪上的剛性 空心梁，而齒輪及半軸等所有的傳動機件都裝在其中。這時整個驅動橋、驅動車輪及部分傳動軸均屬簧下質量，使汽車的簧下

10、質量較大，這是它的一個缺點。采用單級主減速器代替雙級主減速器可大大減小驅動橋質量。采用鋼板沖壓-焊接的整體式橋殼及鋼管擴制的整體式橋殼，均可顯著地減輕驅動橋的質量。驅動橋的輪廓尺寸主要決定于主減速器的型式。在汽車的輪胎尺寸和驅動橋 下的最小離地間隙已經確定的情況下，也就限定了主減速器從動齒輪直徑的尺寸。 在給定主減速器速比的條件下，如果單級主減速器不能滿足離地間隙要求，則可 改用雙級結構。后者僅推薦用于主減速比大于 7.6且載貨在6t以上的大型汽車 上。在雙級主減速器中，通常是把兩級減速齒輪放在一個主減速器殼內，也可以將第二級減速齒輪移向驅動車輪并靠近輪轂， 作為輪邊減速器。在后一種情況下 又

11、有五種布置方案可供選擇。方案（二）：斷開式驅動橋圖3-3 斷開式驅動橋斷開式驅動橋區別于非斷開式驅動橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左 右驅動車輪的剛性整體外殼或梁2。斷開式驅動橋的橋殼是分段的，并且彼此之 間可以做相對運動，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨立懸架相匹 配，故又稱為獨立懸掛驅動橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車 架橫梁或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯。主減速器、差速器與傳動軸及一部 分驅動車輪傳動裝置的質量均為簧上質量。兩側的驅動車輪由于采用獨立懸掛則 可以彼此獨立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應地就要求驅動車輪的傳動裝 置及其外殼或套管，作相應擺動。所

12、以斷開式驅動橋也稱為“帶有擺動半軸的驅 動橋”。汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛平順 性的主要因素，因汽車簧下部分質量的大小，對其平順性也有顯著的影響。斷開式驅動的簧下質量較小，又與獨立懸架相配合，致使驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性比較好， 由此可大大地減小汽車在不平路面上行 駛時的振動和車廂傾斜； 提高汽車的行駛平順性和平均行駛速度； 減小車輪和車 橋上的動載荷及零件的損壞， 提高其可靠性及使用壽命。 但是，由于斷開式驅動 橋及與其相配的獨立懸掛的結構復雜， 故這種結構主要見于對行駛平順性要求較 高的一部分及一些越野汽車上， 且后者多屬于輕型以下

13、的越野汽車或多橋驅動的 重型越野汽車。方案（三）：多橋驅動的布置為了提高裝載量和通過性， 有些重型汽車及全部中型以上的越野汽車都是采 用多橋驅動，常采用4X 4、6X 6、8X 8等驅動型式2。在多橋驅動的情況下， 動力經分動器傳給各驅動橋的方式有兩種。 相應這兩種動力傳遞方式， 多橋驅動 汽車各驅動橋的布置型式分為非貫通式與貫通式。 前者為了把動力經分動器傳給 各驅動橋， 需分別由分動器經各驅動橋自己專用的傳動軸傳遞動力， 這樣不僅使 傳動軸的數量增多， 且造成各驅動橋的零件特別是橋殼、 半軸等主要零件不能通 用。而對 8X 8 汽車來說，這種非貫通式驅動橋就更不適宜，也難與布置了。為了解決

14、上述問題，現代多橋驅動汽車都是采用貫通式驅動橋的布置型式。 在貫通式驅動橋的布置中， 各橋的傳動軸布置在同一縱向鉛垂平面內， 并且 各驅動橋分別用自己的傳動軸與分動器直接聯接， 而是位于分動器前面的或后面 的各相鄰兩橋的傳動軸， 是串聯布置的。 汽車前后兩端的驅動橋 （第一、第四橋） 的動力，是經分動器并貫通中間橋（分別穿過第二、第三橋）而傳遞的。其優點 是，不僅減少了傳動軸的數量， 而且提高了各驅動橋零件的相互通用性， 并且簡 化了結構、減小了體積和質量。這對于汽車的設計（如汽車的變形） 、制造和維 修，都帶來方便。四橋驅動的越野汽車也可采用側邊式及混合式的布置。經上述分析， 考慮到所設計的

15、輕型載貨汽車的載重和各種要求， 其價格要求 要盡量低， 故其生產成本應盡可能降低。 另由于輕型載重汽車對驅動橋并無特殊 要求，和路面要求并不高，故本設計采用普通非斷開式驅動橋。4具體設計說明4.1主減速器的設計 主減速器的結構型式主減速器的結構型式，主要是根據其齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的安置 方法以及減速型式的不同而異。在現代汽車驅動橋上，主減速器采用得最廣泛的是“格里森”（Gleason ）制或“奧利康” （Oerlikon ）制的螺旋錐齒輪和雙面錐齒輪。圖4-1 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪傳動（a）螺旋錐齒輪傳動；（b）雙曲面齒輪傳動采用雙曲面齒輪。他的主、從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉。

16、其空間交叉角（即 將一軸線平移，使之與另一軸線相交的交角）也都是采用90°。主動齒輪軸相對于從動齒輪軸有向上或向下的偏移，稱為上偏置或下偏置。這個偏移量稱為雙 曲面齒輪的偏移距。當偏移距大到一定程度，可使一個齒輪軸從另一個齒輪軸旁 通過。這樣就能在每個齒輪的兩邊布置尺寸緊湊的支承。這對于增強支承剛度、 保證齒輪正確嚙合從而提高齒輪壽命大有好處。 和螺旋錐齒輪由于齒輪的軸線相 交而使得主、從動齒輪的螺旋角相等的情況不同， 雙曲面齒輪的偏移距使得主動 齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺旋角。 因此，雙曲面傳動齒輪副的法向模數或法 向周節雖相等，但端面模數或端面周節是不等的。 主動齒輪的端面模數

17、或端面周 節是大于從動齒輪的。這一情況就使得雙曲面齒輪傳動的主動齒輪比相應的螺旋 錐齒輪傳動的主動齒輪有更大的直徑和更好的強度和剛度。其增大的程度與偏移距的大小有關。另外，由于雙曲面傳動的主動齒輪的直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合齒輪的當量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪當量曲率半徑為大，從而使齒面間的接觸應力降低。隨偏移距的不同，雙曲面齒輪與接觸應力相當的螺旋錐齒輪 比較，負荷可提高至175%雙曲面主動齒輪的螺旋角較大，則不產生根切的最 少齒數可減少，所以可選用較少的齒數，這有力于大傳動比傳動。當要求傳動比 大而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪更為合理。因為如果保持兩種傳動的主 動齒輪直徑一樣，則雙

18、曲面從動齒輪的直徑比螺旋錐齒輪的要小， 這對于主減速 比i04.5的傳動有其優越性。對中等傳動比，兩種齒輪都能很好適應。由于雙曲面主動齒輪螺旋角的增大，還導致其進入嚙合的平均齒數要比螺旋錐齒輪相應的齒數多，因而雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪沖動工作更加平穩、無噪聲，強度也高。雙曲面齒輪的偏移距還給汽車的總布置帶來方便。圖4-5 采用組合式橋殼的單級主減速器減速型式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，但它主要取決于由動力性、 經濟性等整車性能所要求的主減速比io的大小及驅動橋下的離地間隙、驅動橋的數目及布置型式等。本設計采用組合式橋殼的單級主減速器（圖）o單級主減速器具有結構簡單、 質量小、尺寸緊湊及

19、制造成本低等優點。其主、從動錐齒輪軸承都直接支承在與 橋殼鑄成一體的主減速器殼上，結構簡單、支承剛度大、質量小、造價低。詳細DW（圖紙請加：三二1爸爸五四0六3231885406,毎竝舅19啟月日（公歷）巨蟹座 屬虜ill啟A b W話茲由曲©岡<?血血簾簾爭 >揶子捌與穿心F - Ftcosqcos)? Fn = pTsina = Ftan/cosj?Fs - Fjcosasin/? = Flmft主減速器主動錐齒輪的支承型式及安裝方法Fu - Fsiny + Fscosy- FNco®y - FBsiny圖4-2主動錐齒輪齒面受力圖在殼體結構及軸承型式已定的

20、情況下，主減速器主動齒輪的支承型式及安置方法，對其支承剛度影響很大，這是齒輪能否正確捏合并具有較高使用壽命的因素之一圖4-3 騎馬式支承1-調整墊圈；2-調整墊片本設計采用騎馬式支承（圖 4-3 ）。齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承。騎馬式支承使支承剛度大為增加，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小， 約減小到懸臂式1/30以下。而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至1/51/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高 10流右。此外，由于齒輪大端一側前軸承 及后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，這有 利于減小傳動軸夾角及整車布置。騎馬式支承的導向軸承（即齒輪小端一側的軸

21、承）都采用圓柱滾子式的，并且其內外圈可以分離，以利于拆裝。為了進一步增 強剛度，應盡可能地減小齒輪大端一側兩軸承間的距離，增大支承軸徑，適當提高軸承的配合的配合緊度。主減速器從動錐齒輪的支承型式及安裝方法dEU圖4-4主減速器從動錐齒輪的支承型式及安置辦法主減速器從動錐齒輪的支承剛度依軸承的型式、支承間的距離和載荷在軸承 之間的分布而定。兩端支承多米用圓錐錐子軸承，安裝時使它們的圓錐滾子大端 相向朝內，而小端相背朝外。為了防止從動齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承也應預緊。由于 從動錐齒輪軸承是裝在差速器殼上， 尺寸較大，足以保證剛度。球面圓錐滾子軸 承(圖4-4 (b)具有自動調位的性

22、能，對軸的歪斜的敏感性較小，這在主減速 器從動齒輪軸承的尺寸大時極其重要。主減速器的基本參數的選擇及計算主減速比io,驅動橋的離地間隙和計算載荷，是主減速器設計的原始數據。A. 主減速比i0的確定主減速比對主減速器的結構型式、 輪廓尺寸、質量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經濟性都有直接影響。io的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比iT 起由整車動力計算來確定。可利用在不同io下的功率平衡 圖來研究io對汽車動力性的影響。通過優化設計，對發動機與傳動系參數作最價匹配的方法來選擇io值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經濟性。為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有下降，io按

23、下式計算：i0(0.3770.472) 小卩a maxi ghio (O.377 O.472) 小卩a maxi ghO.443O.44 4OOO23.61 4.956.67式中：rr 車輪滾動半徑，mi gh 變速器最高檔傳動比; a max 汽車最咼車速；n p 發動機最大轉速根據所選定的主減速比io值，確定主減速器的減速型式為單級。 查表得汽車 驅動橋的離地間隙為200mm.B. 主減速齒輪計算載荷的計算通常是將發動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪打滑時這 兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉矩（Tje、Tj ）的較下者，作為載貨 汽車和越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器

24、從動齒輪最大應力的計算載荷。 既：Temax iTLKot /nTjG2rLB iLB式中：Temax 發動機最大轉矩，N m ；iTL 由發動機到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比；T 上述傳動部分的效率，取 T 0.9 ；K。一超載系數，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動 的各類汽車取K01 ;n 該車的驅動橋數目；G2 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負載，N;對后橋來說還要考慮到汽車加速時的負荷增大量；輪胎對路面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取0.85 ；rr 車輪的滾動半徑，mLB， iLB 分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳

25、動效 率和減速比（例如輪邊減速器等）。由式（4-2 ）、式（4-3 ）求得的計算載荷，是最大轉矩而不是正常持續轉矩 不能用它作為疲勞損壞的依據。對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩定 其正常持續轉矩是根據所謂平均牽引力來確定的，即主減速器從動齒輪的平均計 算轉矩Tjm （ Nm為Tjm(Gai LBGt) rr L(fRLB n式中：Ga 汽車裝載總重，N；Gt 所牽引的掛車滿載總重，N,但僅用于牽引車;fR 道路滾動阻力系數；fH 汽車正常使用時的平均爬坡能力系數；fp 汽車或汽車列車的性能系數。丄 16 0.195(Ga Gt)P 100Te maxTjm當 0.195 Ga GtTe

26、max16時取fP 0(Ga Gt) rriLB LB n(fRfp)4000 06.67 0.9 10.0150.06 0=220 N mC. 主減速齒輪基本參數的選擇a. 齒數的選擇對于單級主減速器，當i0較大時，則應盡量使主動齒輪的齒數 Z1取得小些, 以得到滿意的驅動橋離地間隙。當i。6時，乙的最小值可取為5,但為了嚙合 平穩及提高疲勞強度，乙最好大于5。取乙6， Z2 34呵。b. 節圓半徑的選擇可根據從動錐齒輪的計算轉矩（見式 4-4、式4-5并取兩者中較小的一個為計算依據）按經驗公式選出:d2 Kd2 3 T；式中dd 從動錐齒輪的節圓半徑，mmKd2 直徑系數，取Kd21316

27、 ;Tj 計算轉矩，N m。d2 Kd2 3T；15 3 22 42mmc. 齒輪端面模數的選擇d2選定后可按式m d2/z2算出從動齒輪大端端面模數，并用下式校核:m Km 34 7式中Km 模數系數。m d2 /Z242/34 1.2m Km 3 Tj0.4 3 221.2d. 齒面寬的選擇汽車主減速器雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬F mm為:F 0.155d2F 0.155d20.155 42 6.51 mm4.2差速器的設計 差速器的結構型式差速器選用對稱式圓錐行星齒輪差速器。其結構原理如圖（4-6）所示。普通對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼，2個半軸齒輪，4個行星齒輪，行星齒輪軸

28、，半軸齒輪等組成。其工作原理如圖所示。°為主減速器從動齒輪或差速器殼的角速度；!、 2分別為左右驅動車輪或差速器半軸齒輪的角速度；3為行星齒輪繞其軸的自轉角速度。廠、圖4-6 普通圓錐齒輪差速器的工作原理簡圖當汽車在平坦路面上直線行駛時，差速器各零件之間無相對運動，則有1203°這時，差速器殼經十字軸以力P帶動行星齒輪繞半軸齒輪中心作 “公轉”而 無自轉（3°）。行星齒輪的輪齒以P/2的反作用力。對于對稱式差速器來說，兩半軸齒輪的節圓半徑r相同，故傳給左、右半軸的轉矩均等于 Pr/2，故汽車在 平坦路面上直線行駛時驅動左、右車輪的轉矩相等。當汽車轉彎時，假如左右輪

29、之間無差速器，則按運動學要求，行程長的外側 車輪將產生滑移，而行程短的內側車輪將產生滑轉。 由此導致在左、右輪胎切線 方向上各產生一附加阻力，且它們的方向相反，如圖所示。當裝有差速器時，附 加阻力所形成的力矩使差速器起差速作用， 以免內外側驅動車輪在地面上的滑轉 和滑移，保證它們以不同的轉速i和2正常轉動。當然，若差速器工作時阻抗其中各零件相對運動的摩擦大，則扭動它的力矩就大。在普通的齒輪差速器中這 種摩擦力很小，故只要左、右車輪所走路程稍有差異，差速器開始工作。當差速器工作時，行星齒輪不僅有繞半軸齒輪中心的“公轉”，而且還有繞行星齒輪以角速度為3的自轉。這時外側車輪及其半軸齒輪的轉速將增高，

30、且增高量為3今（Z3為行星齒輪齒數，Zi為該側半軸齒輪齒數），這樣，外側半Zi軸齒輪的角速度為：Z3103 Zi在同一時間內，內側車輪及其半軸齒輪（齒數為 Z2）的轉速將減低，且減低量為3蘭，由于對稱式圓錐齒輪差速器的兩半軸齒數相等，于是內側半軸齒輪Z2的轉速為：Z3203 Zi由以上兩式得差速器工作時的轉速關系為1 2 2 0即兩半軸齒輪的轉速和為差速器殼轉速的兩倍。 由式（4-9）知：0，或當20時，當i 0時，2，有時發生在使用中央制動時，這時很容易導致汽車失當°0時，最后一種情況 去控制，使汽車急轉和甩尾。差速器的基本參數的選擇及計算由于差速器亮是裝在主減速器從動齒輪上，故在

31、確定主減速器從動齒輪尺寸 時.應考慮差速器的安裝；差速器殼的輪廓尺寸也受到從動齒輪及主動齒輪導向 軸承支座的限制。i .差速器齒輪的基本參數選擇A .行星齒輪的基本參數選擇本載貨汽車選用4個行星齒輪。B .行星齒輪球面半徑RB（mm）的確定圓錐行星齒輪差速器的尺寸通常決定于行星齒輪背面的球面半徑 Rb， 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矩， 在一定程 度上表征了差速器的強度。球面半徑可根據經驗公式來確定：式中:4 10K B 行星齒輪球面半徑系數;T j 計算轉矩，N m。Rb Kb3 Tj 2.52 3 22 7mmRb確定后，即可根據下式預選其節錐矩：4 11Ao

32、0.980.99 RbAo0.980.99 Rb0.98 7 6.86mmC. 行星齒輪與半軸齒輪齒數的選擇選用行星齒輪齒數為10,半軸齒輪齒數為16。D. 差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節圓直徑的初步確定先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節錐角 1 ,2 :iarcta n；Z2arcta nz14 12式中：Z1 , Z2為行星齒輪和半軸齒輪齒數1 arcta n -Z26 arcta n3410arcta n 咗Z1arctan34680再求出圓錐齒輪的大端模數:2A。.msin 1Z14 13Z2Z1込 sin 2Z22 6.866sin 100.44 14節圓半徑d右下式求得：d zmd1

33、z1m 6 0.4 2.4mmd2Z2m 34 0.4 13.6mm4.3半軸的設計半軸的結構型式采用半浮式半軸。半浮式以靠近外端的軸頸直接支承在置于橋殼外端內孔中的軸承上，而端部則以具有錐面的軸頸及鍵與車輪輪轂相固定。半浮式半軸承受的載荷復雜，但它結構簡單、質量小、尺寸緊湊、造價低廉等優點圖4-7 半浮式半軸的結構型式與安裝半軸的設計與計算半軸的主要尺寸是它的直徑，設計與計算時首先應合理的確定其計算載荷。 半軸的計算要考慮以下三種可能的載荷工況：A. 縱向力X2 （驅動力或制動力）最大時（X2 Z2 ），附著系數 取0.8， 沒有側向力作用；B. 側向力丫2最大時，其最大值發生于側滑時，為

34、Z2 1，側滑時輪胎與地面 的側向附著系數1在計算中取1.0，沒有縱向力作用；C. 垂向力最大時，這發生在汽車以可能的高速通過不平路面時，其值為（Z2 g ）kd，kd是動載荷系數，這時沒有縱向力和側向力作用。半浮式半軸的設計計算，應根據上述三種載荷工況進行圖4-8半浮式半軸及受力簡圖a.半浮式半軸在上述第一種工況下 半軸同時承受垂向力 乙、縱向力X2所引起的彎矩以及由 X2引起的轉矩X2rr。對左、右半軸來說，垂向力Z2L，Z2r為Z2LZ2RZ2 gwm G22gw4 15式中：G2 滿載靜止汽車的驅動橋對水平地面的載荷，N;m 汽車加速和減速時的質量轉移系數；gw 一側車輪（包括輪轂、制

35、動器等）本身對水平地面的載荷，NoZ2LZ2R Z2 gwmG22gw1.2 3920029800 13720N縱向力按最大附著力計算，即X2L X2Rm G224 16式中： 一輪胎與地面的附著系數X2L X2RmG221.2 3920020.818816N左、右半軸所承受的合成彎矩M N m為4 17M b； Z2L 2 X；L b Z2B 2 X；BM b . Z2L 2x2l2 2 2b Z2B X2B 0.1 13720188162329N m轉矩為18X2RrTX2LrrX2Rrr 18816 0.448279.04 N mb.半浮式半軸在上述第二種載荷工況下而半軸所受的力為半軸只受彎矩。在側向力 場的作用下，左、右車輪承受的垂向力 Z2R和側向力Y2L、Y2R各不相等，gw2hg 1B2gw19Z2RZ2RgwG222hg 1B2gw20丫2LG22hg21B2丫2R2hg 122B2mn；