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目 錄
摘要…………………………………………………………………………… ?
ABSTRACT……………………………………………………………………… ? ?
第1張 前言 1
1.1 選題的目的及意義 1
1.2 國外驅動橋發(fā)展及研究現狀 1
1.3 國內驅動橋技術現狀 2
1.4 設計主要內容和預期成果 4
1.5 取得的成果及意義 4
第2章 驅動橋總體方案的確定 5
2.1 概述 5
2.2 驅動橋的種類 5
2.3 設計車型主要參數 7
2.4 主減速器結構方案的確定 7
2.4.1主減速器齒輪類型的選擇 7
2.4.2 主減速器的減速形式 9
2.4. 3主減速器主從動錐齒輪的支承形式及安裝方法 10
2.5 差速器結構方案的確定 13
2.6 半軸形式的確定 14
2.7 驅動橋殼結構的確定 15
2.8 本章小結 16
第3章 主減速器設計 18
3.1 概述 18
3.2 主減速比及主減速器齒輪參數的選擇與強度校核 18
3.2.1 主減速器齒輪參數的選擇 18
3.2.2 主減速器錐齒輪材料及熱處理 23
3.2.3 螺旋錐齒輪的強度計算 24
3.3 主減速器的潤滑 28
3.4 本章小結 29
第4章 差速器的設計 30
4.1 概述 30
4.2 普通錐齒輪式差速器設計 30
4.3 差速器齒輪材料 33
4.4 差速器齒輪強度計算 33
4.5 本章小結 33
第5章 半軸設計 34
5.1 半軸計算 34
5.2 半軸的強度計算 34
5.3 半軸花鍵的強度計算 35
5.4 半軸的結構設計及其材料熱處理 36
5.5 本章小結 37
第6章 制動系設計 38
6.1 概述 38
6.2 制動器結構方案分析 38
6.3鼓式制動器主要參數的確定 41
6.4制動器主要零部件設計 44
結 論 47
參考文獻 48
致 謝 49
摘 要
低速車在發(fā)展現代農業(yè)，加快農業(yè)機械化中扮演著至關重要的角色。后輪總成作為低速車四大總成之一，它的性能好壞直接的影響著整車的性能和安全，驅動橋設計的合理性顯得尤為重要。為滿足目前低速汽車系列化、大型化、生產快速化、高效化的要求，驅動橋必須向著結構簡單、工作可靠、造價低廉方向發(fā)展，以降低低速車整車生產成本，降低農民投資成本，推動農業(yè)經濟的快速發(fā)展。通過本次后輪總成設計，可以在參考實際生產的基礎上將課本知識學以致用，鞏固和掌握汽車設計的相關知識，并設計出一款具現實意義的低速貨車后輪總成。
本文在分析驅動橋各部分以及制動器結構形式、發(fā)展過程和其優(yōu)缺點的基礎上，計算設計需要的主要參數，最后確定后輪總成總體方案，采用傳統(tǒng)設計方法完成主減速器、差速器、半軸、橋殼、鼓式制動器的設計工作。最后運用AutoCAD完成總裝配圖和相關零件二維圖的繪制。
關鍵字：低速車；后輪總成；驅動橋；主減速器；差速器；半軸；橋殼；鼓式制動器
ABSTRACT
Low-speed truck in developing modern agriculture and accelerating agricultural mechanization plays a vital role. Rear wheel assembly is one of the four big assembly of a low-speed car, its performance directly affects the vehicle's performance and safety, it is particularly important to the rationality of the design of drive axle. In order to meet the current low speed car series, large-scale, production of rapidness, efficiency requirements, drive axle must be toward the direction of simple structure, reliable operation and low cost, in order to reduce the low-speed vehicle production costs, reduce farmers' investment cost, promote the rapid development of agricultural economy. Through the rear wheel assembly design, can be in reference textbook knowledge will be the basis of the actual production process, to consolidate and master the relevant knowledge of vehicle design, and designed a most practical significance of low-speed truck rear wheel assembly.
This paper to determine the main structure, main parameters and the analysis of drive axle structure, development process and its advantages and disadvantages of each part, on the basis of deciding the overall concept of the rear wheel assembly, complete with the traditional design method of main reducer, differential and half shaft, bridge shell, the drum brake designing work. The general assembly drawing and related parts will be done using AutoCAD 2 d figure drawing.
KEY WORDS: low-truck；rear wheel assembly；drive axle；main reducer；differential；half shaft；drum brake
第1章 前言
1.1 選題的目的及意義
自20世紀90年代以來，我國低速車就進入了一個新的發(fā)展時期，在應用新技術的同時，不斷涌現出新的結構和產品。同時，繼完成提高整機可靠性任務后，技術發(fā)展的重點在于增加產品的電子信息技術含量和智能化程度，努力完善產品的標準化、系列化和通用化，改善駕駛人員的工作條件，向節(jié)能、環(huán)保方向發(fā)展[1]。
后輪總成（主要是驅動橋）作為低速車重要總成部分，位于傳動系的末端，主要由主減速器、差速器、車輪傳動裝置、驅動橋殼、制動器組成，其基本功能是增大傳動轉矩，并合理分配給驅動輪，另外還要承受作用于路面和車架之間的力。它的結構形式、合理性、可靠性及耐久性，對汽車性能和操作穩(wěn)定性有著直接的影響[2]，因此對后輪總成的研究顯得尤為重要。
但由于與國內外驅動橋技術發(fā)展有著巨大的差距，我們在模仿、逆向的基礎上很難掌握驅動橋技術的精髓，驅動橋在合理性、可靠性和經濟性方面亟待提高。低速汽車必須市場需求為導向，以科技進步為動力，以開拓創(chuàng)新為主線，努力適應“三農”發(fā)展的需要，才能得到快速健康的發(fā)展[3]。
1.2 國外驅動橋發(fā)展及研究現狀
1.模塊化技術的采用
模塊化設計是對在一定范圍內的不同功能或相同功能不同性能、不同規(guī)格的機械產品進行功能分析的基礎上,劃分并設計出一系列功能模塊，然后通過模塊的選擇和組合構成不同產品的一種設計方法。
以DANA為代表的意大利企業(yè)多已采用了該類設計方法, 優(yōu)點是: 減少設計及工裝制造的投入, 減少了零件種類, 提高規(guī)模生產程度, 降低制造費用, 提高市場響應速度等。至今，模塊化已發(fā)展?jié)u趨成熟，成為汽車主要的生產方式。
2 .模態(tài)分析
模態(tài)分析是對工程結構進行振動分析研究的最先進的現代方法與手段之一。它可以定義為對結構動態(tài)特性的解析分析(有限元分析)和實驗分析(實驗模態(tài)分析)，其結構動態(tài)特性用模態(tài)參數來表征。模態(tài)分析技術的特點與優(yōu)點是在對系統(tǒng)做動力學分析時，用模態(tài)坐標代替物理學坐標，從而可大大壓縮系統(tǒng)分析的自由度數目，分析精度較高。
驅動橋的振動特性不但直接影響其本身的強度，而且對整車的舒適性和平順性有著至關重要的影響。因此，對驅動橋進行模態(tài)分析，掌握和改善其振動特性，是設計中的重要方面。
3. 配置高性能制動器的驅動橋技術
在世界各國的生機產品中, 已出現了自循環(huán)冷卻功能的濕式制動器橋、帶散熱風送的盤式制動器橋、適于ABS的蹄、鼓式和盤式制動器橋、帶自動補償間隙的盤式制動器等配置高性能制動器橋, 同時制動器的布置位置也出現了從橋臂處分別向橋包總成和輪邊端部轉移的趨勢。前種處理方式易于散熱, 后種處理方式為了降低成本, 甚至有廠商把制動器的殼體與橋殼鑄為一體, 既易于散熱，又利于降低材料成本, 但這對鑄造技術、鑄造精度和加工精度都提出了極高的要求[4]。
1.3 國內驅動橋技術現狀
目前，國內生產驅動橋的廠家較多，品種和規(guī)格也較齊全，其性能和質量基本上能夠滿足國產農業(yè)機械和工程機械的使用需求，呈現了明顯的產業(yè)特點：由進口國外產品向國產化發(fā)展，由小作坊向正規(guī)化產業(yè)化發(fā)展，由低端產品向高端產品發(fā)展，由引進國外技術向自主研發(fā)發(fā)展。在技術方面，通過不斷提高自身鑄鍛造技術及工藝水平來保證研發(fā)產品制造質量；通過利用先進科學的設計輔助手段來達到設計優(yōu)化的目的；通過不斷學習吸收國外先進的技術逐步實現技術與國際接軌的目標，從而提高產品的核心競爭力；通過運用先進的技術及方法來提高產品的性能，滿足市場需求，推進機電一體化進程。
目前國內驅動橋生產廠家分為4種類型。
1.是與國際知名品牌廠家合作，利用國內本土資源優(yōu)勢及國外先進的技術支持生產。如1995年柳工與德國采埃孚公司在柳州建立的合資公司，除生產采埃孚高技術水平雙變外，還生產采埃孚高技術水平驅動橋，供中國高技術及出口裝載機、平地機等配套，為中國高技術水平驅動橋技術的發(fā)展起到了促進作用。成工引進了卡特三節(jié)式濕式橋的樣機，成功開發(fā)了成工的三節(jié)式系列濕式橋，已批量推向了市場。徐州美馳車橋有限公司是由美國的阿文美馳公司和徐州工程機械集團有限公司共同投資的合資公司，公司投資總額2408.7萬美元，注冊資本1680.3萬美元，其中美方股比為60%、中方為40%，擁有員工1000多人，其中工程技術人員100多人，主要產品包括各種輪式車輛用剛性橋、從動橋、轉向驅動橋、轉向貫通驅動橋、貫通橋。
2.是通過引進國外先進的技術，依托本土的環(huán)境優(yōu)勢建立的民族企業(yè)，占據著國內市場的大部份額。如引進意大利菲亞特技術、依托于中國一拖旗下的一拖（洛陽）開創(chuàng)裝備科技有限公司就是典型的代表。其農機驅動橋產品已從16馬力覆蓋至200馬力，所生產的80~160馬力驅動橋在市場上占據著主導地位，有“中國第一橋”的美譽。
3.是一些主機廠家根據自身需要，利用自身資源自產自用，也是國產驅動橋的一種發(fā)展模式。比如常發(fā)集團生產的中小馬力拖拉機上用的驅動橋就是典型的生產自用型。此外，龍工、徐工等工程機械廠家也生產自己整機上所用的驅動橋，但這種模式僅為自給自足，很難滿足外部市場需求。
4.是國際知名品牌傳動系生產商進軍中國市場，成立的獨資企業(yè)。如卡拉羅青島的公司、德納在無錫的工廠以及EME在陜西成立的銷售公司等。由于剛剛進駐中國市場，暫時還處于競爭上的劣勢，還無法對本土企業(yè)造成太大的威脅，但隨著國際交流日趨密切，這些企業(yè)最終必將成為民族產業(yè)不可小視的競爭對手[5]。
1.4 設計主要內容和預期成果
1.驅動橋結構形式及布置方案的確定。
2.驅動橋零部件尺寸參數的確定和相關校核：
（1）完成主減速器基本參數的選擇和計算；
（2）完成差速器的設計與計算；
（3）完成半軸的設計與計算；
3.完成制動器結構形式的選擇和計算。
4.完成后輪總成總裝配圖和主要零部件圖。
1.5 取得的成果及意義
本次低速車后輪總成設計是根據傳統(tǒng)設計方法而展開的，在兼顧結構緊湊、安全、合理和可靠的同時，以降低制造成本為目的，完善了實際產品中實際參數擴大化的不足，零部件選料更加合理。但由于能力有限，局部設計尚未完善，難以滿足現實需要，實用性有待考究，還需進一步改進。
本次設計，運用了以往專業(yè)課本中的大多知識，在參考機械手冊的基礎上，加強了理論知識，通過完整的設計，提高了汽車零部件設計的能力，為以后的汽車設計工作奠定了一定基礎。但學海無涯，汽車相關知識沒有邊界，汽車的發(fā)展也不會有盡頭，我仍需不懈努力。
第2章 驅動橋總體方案的確定
2.1 概述
驅動橋位于傳動系末端，其基本功用首先是增扭、降速，改變轉矩的傳遞方向，即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉矩，并合理的分配給左、右驅動車輪，其次，驅動橋還要承受作用于路面和車架或車廂之間的垂直力、縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩等[6]。
驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和橋殼組成，轉向驅動橋還有等速萬向節(jié)。
設計驅動橋時應當滿足如下基本要求：
1. 選擇適當的主減速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經濟性。
2. 外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。
3. 齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。
4. 在各種載荷和轉速工況下有較高的傳動效率。
6. 具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質量，尤其是簧下質量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。
6、與懸架導向機構運動協(xié)調。
7、結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調整方便。
隨著汽車向采用大功率發(fā)動機和輕量化方向的發(fā)展以及路面條件的改善，近年來主減速器比有減小的趨勢，以滿足高速行駛的要求[7]。
2.2 驅動橋的種類
驅動橋分斷開式和非斷開式兩類。驅動車輪采用獨立懸掛時，應選用斷開時驅動橋；驅動車輪采用非獨立懸架時，則應選用非斷開式驅動橋。
斷開時驅動橋(如圖2-1)，結構特點是沒有連接左右驅動車輪的剛性整體外殼或梁，主減速器、差速器及其殼體安裝在車架或車身上，通過萬向節(jié)傳動裝置驅動車輪。此時，主減速器、差速器和部分車輪傳動裝置的質量均為簧上質量。兩側的驅動車輪經獨立懸架與車架或車身作彈性連接，因此可以彼此獨立的相對于車架或車身上下擺動。為防止車輪跳動時因輪距變化使萬向 圖2-1 斷開式驅動橋
節(jié)傳動裝置與獨立懸架導向裝置產生運動干涉，在設計車輪傳動裝置時，應采用滑動花鍵軸或允許軸向適量移動的萬向傳動機構。
圖2-2 非斷開式驅動橋
1-主減速器 2-套筒 3-差速器 4、7-半軸 5調整螺母 6-調整墊片 7-橋殼
非斷開式驅動橋（圖2-2）的橋殼是一根支撐在左右驅動車輪上的剛性空心梁，主減速器、差速器和半軸等所有的傳動件都裝在其中。此時，驅
動橋、驅動車輪均屬簧下質量。
斷開時驅動橋在乘用車和部分越野汽車上應用廣泛。飛斷開時驅動橋機構簡單，成本低，工作可靠，廣泛應用于各種商用車和部分乘用車上。
本次低速車采用雙式車輪，理所當然選用非斷開式驅動橋（整體式驅動橋）。
2.3 設計車型主要參數
車輛名稱
自卸低速貨車
車輛型號
SD5815PD3
品牌
奧峰牌
發(fā)動機功率
60Kw
燃料種類
柴油
總質量
4410Kg
整備質量
2670Kg
額定載質量
1545Kg
軸距
3400mm
最高車速
65.0Km/h
前輪距
1550mm
后輪距
1540mm
輪胎規(guī)格
7.50-16
輪胎數
6
表2-1 設計車型主要參數
2.4 主減速器結構方案的確定
2.4.1主減速器齒輪類型的選擇
按齒輪副結構型式分，主減速器的齒輪傳動主要有螺旋錐齒輪式傳動、雙曲面齒輪式傳動、圓柱齒輪式傳動（又可分為軸線固定式齒輪傳動和軸線旋轉式齒輪傳動即行星齒輪式傳動）和蝸桿蝸輪式傳動等形式。
在發(fā)動機橫置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用簡單的斜齒圓柱齒輪；在發(fā)動機縱置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用圓錐齒輪式傳動或準雙曲面齒輪式傳動。
在現代貨車車驅動橋中，主減速器采用得最廣泛的是螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。
螺旋錐齒輪如圖2-3（a）所示主、從動齒輪軸線交于一點，交角都采用90度。螺旋錐齒輪的重合度大，嚙合過程是由點到線，因此，螺旋錐齒輪能承受大的載荷，而且工作平穩(wěn)，即使在高速運轉時其噪聲和振動也是很小的。雙曲面齒輪如圖2-3（b），主、從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉。 圖2-3 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪
和螺旋錐齒輪相比，雙曲面齒輪的優(yōu)點有：
1. 尺寸相同時，雙曲面齒輪有更大的傳動比。
2. 傳動比一定時，如果主動齒輪尺寸相同，雙曲面齒輪比螺旋錐齒輪有較大軸徑，較高的輪齒強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。
3. 當傳動比一定，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面從動齒輪的尺寸較小，從而可以獲得較大更大的離地間隙。
4. 由于偏移距的存在，使雙曲面齒輪在工作的過程中不僅存在與弧齒錐齒輪相同的沿齒高方向的側向滑動，又有沿齒長方向的縱向滑動，從而可以改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運轉平穩(wěn)性。
6. 雙曲面?zhèn)鲃訋У闹鲃育X輪直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合的當量曲率半徑較相應的弧齒錐齒輪大，從而可以降低齒面間的接觸應力。
7. 雙曲面?zhèn)鲃拥闹鲃育X輪螺旋角較大，則不產生根切的最小齒數可減少，因此可以選用較少的齒數，有利于增加傳動比；其偏移距還有利于實現汽車的總體布置。
雙曲面齒輪傳動有如下缺點：
1. 沿齒長方向的縱向滑動使摩擦損失增加，降低傳動效率。
2. 齒面間的壓力和摩擦功較大，可能導致油膜破壞和齒面燒結咬死，抗膠合能力較低。
3. 雙曲面主動齒輪具有較大的軸向力，使其軸承負荷增大。
4. 雙曲面齒輪必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油。
螺旋錐齒輪傳動的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點。由于輪齒斷面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時嚙合，因此可以承受較大的負荷，加之其輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)而平穩(wěn)地轉向另一端，所以工作平穩(wěn)，噪聲和振動小。
一般情況下，當主減速器傳動器速比大于4.5而輪廓尺寸有限時，采用雙曲面齒輪傳動更為合理；當傳動比小于2.0時，雙曲面齒輪傳動的主動齒輪相對于弧齒錐齒輪傳動的主動齒輪就顯得過大，此時選用弧齒錐齒輪更合理，因為后者更具有較大的差速器可利用空間；對于中等傳動比，兩種齒輪傳動均可采用。
本次設計采用螺旋錐齒輪。
2.4.2 主減速器的減速形式
主減速器的減速形式分為單級減速、雙級減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。減速形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，有時也與制造廠的產品系列及制造條件有關，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形式等。通常單極減速器用于主減速比io≤7.6的各種中小型汽車上。
如圖2-4（a）所示，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，在貨車車上占有重要地位。目前貨車車發(fā)動機向低速大扭矩發(fā)展的趨勢使得驅動橋的傳動比向小速比發(fā)展；隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，許多貨車使用條件對汽車通過性的要求降低，因此，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。
如圖2-4（b）所示，與單級主減速器相比，由于雙級主減速器由兩級齒輪減速組成，使其結構復雜、質量加大；主減速器的齒輪及軸承數量的增多和材料消耗及加工的工時增加，制造成本也顯著增加，只有在主減速比較大（7.6<） 且采用單級主減速器不能滿足既定的主減速比和
（a） 單級主減速器 （b） 雙級主減速器
圖2-4主減速器
離地間隙等要求是才采用。通常僅用在裝在質量10t以上的重型汽車上。
本次設計貨車主減速比=6，所以采用單級主減速器。
2.4.3主減速器主從動錐齒輪的支承形式及安裝方法
1. 主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇
現在汽車主減速器主動錐齒輪的支承形式有如下兩種：
（1）懸臂式
懸臂式支承結構如圖2-5所示，其特點是在錐齒輪大端一側采用較長的軸徑，并在其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度a和增加兩端的距離b，以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子的大端朝外。使作用在齒輪上離開錐頂的軸向力由靠近齒輪的軸承承受，而反軸向力則由另一軸承承受。為了方便拆裝，應使靠近齒輪的軸徑比另一軸承的支撐軸徑大些。 懸臂式支承結構簡單，支承剛度較差，多用于傳遞轉鉅較小的轎車、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中。
圖2-5 錐齒輪懸臂式支承
（2）跨置式
跨置式支承結構如圖2-6所示，其特點是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。此外，由于齒輪大端一側軸徑上的兩個相對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可減小傳動軸夾角，有利于整車布置。但是，跨置式支撐必須在主減速器課題上有支撐導向軸承所需要的軸承座，使主減速器殼體的結構復雜，加工成本提高，另外還會使軸承布置困難或拆裝困難。在需要傳遞較大轉矩情況下，最好采用跨置式支承。
圖2-6 主動錐齒輪跨置式支承
跟據實際情況，所設計的為低速載貨車采用懸臂式支撐。當主動錐齒輪安裝在圓錐滾子軸承上時，為了減小懸臂長度增加支撐間距離，應使兩軸承的小端朝內相向，大端朝外，這樣也便于結構的布置、軸承預緊度的調整及軸承的潤滑。
2. 主減速器從動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇
從動錐齒輪只有跨置式一種支撐形式如圖2-7所示，兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使它們的圓錐滾子大端相向朝內，而小端相向朝外。為了防止從動錐齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承應用兩端的調整螺母調整。主減速器從動錐齒輪采用無輻式結構并用細牙螺釘以精度較高的緊配固定在差速器殼的凸緣上，從動齒輪節(jié)圓直徑較大時采用螺栓和差速器殼固定在一起。
圖2-7從動齒輪支撐形式
本次設計主動錐齒輪采用懸臂式支撐（圓錐滾子軸承），從動錐齒輪采用騎馬式支撐（圓錐滾子軸承）。
2.5 差速器結構方案的確定
根據汽車行駛運動學的要求和實際的車輪、道路以及它們之間的相互聯(lián)系表明：汽車在行駛時，左、右車輪在同一時間內所滾過的路程往往不等。例如，轉彎時外側車輪行駛的距離總要比內側長；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相等；即使汽車作直線行駛，也會由于左右車輪在同一時間內所滾過的路面垂向波形的不同，或由于左右車輪輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度的不同以及制造誤差等因素引起左右車輪外徑不同或滾動半徑不相等而要求車輪行程不等。
在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅動車輪軸將動力傳給左右車輪，則會由于左右車輪的轉速雖然相等而行程卻又不同的這一運動學上的矛盾，引起某一驅動車輪產生滑轉或滑移。這不僅會是輪胎過早磨、無益地消耗功率和燃料及使驅動車輪軸超載等，還會因為不能按所要求的瞬時中心轉向而使操縱性變壞。此外，由于車輪與路面間尤其在轉彎時有大的滑轉或滑移，易使汽車在轉向時失去抗側滑能力而使穩(wěn)定性變壞。為了防止這些現象的發(fā)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相等時具有不同的旋轉角速度，滿足了汽車行駛運動學的要求。
差速器的結構型式選擇，應從所設計汽車的類型及其使用條件出發(fā)，以滿足該型汽車在給定的使用條件下的使用性能要求。
差速器的結構型式有多種，大多數汽車都屬于公路運輸車輛，對于在公路上和市區(qū)行駛的汽車來說，由于路面較好，各驅動車輪與路面的附著系數變化很小，因此幾乎都采用了結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車也很可靠的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，作為安裝在左、右驅動車輪間的所謂輪間差速器使用；對于經常行駛在泥濘、松軟土路或無路地區(qū)的越野汽車來說，為了防止因某一側驅動車輪滑轉而陷車，則可采用防滑差速器。后者又分為強制鎖止式和自然鎖止式兩類。自鎖式差速器又有多種結構式的高摩擦式和自由輪式的以及變傳動比式的。
本次設計選用：普通錐齒輪式差速器，因為它結構簡單、質量較小，工作平穩(wěn)可靠，適用于本次設計的汽車驅動橋。
2.6 半軸形式的確定
驅動車輪的傳動裝置位于汽車傳動系的末端，其基本功用是接受從差速器傳來的轉矩并將其傳給車輪。對于斷開式驅動橋和轉向驅動橋，驅動車輪的傳動裝置為萬向傳動裝置；對于非斷開式驅動橋，驅動車輪的傳動裝置的主要零件就是半軸。這時半軸將差速器半鈾齒輪與輪轂連接起來。在裝有輪邊減速器的驅動橋上，半軸將半軸齒輪與輪邊減速器的主動齒輪連接起來。根據半軸外端支撐方式不同可分為半浮式，3/4浮式，全浮式。
（a）半浮式 （b）3/4浮式 （c）全浮式
圖2-8半軸支撐形式
半浮式半軸（圖2-8a）的結構特點是，半軸外端的支撐軸承位于半軸套管外端的內孔中，車輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉矩外，其外端還承受由路面對車輪的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半軸結構簡單，所受載荷較大，只用于乘用車和總質量較小的商用車上。
3/4浮式半軸（圖2-8b）的結構特點是，半軸外端僅有一個軸承并裝在驅動橋殼半軸套管的端部，直接支撐于車輪輪轂，而半軸則以其端部凸緣與輪轂用螺釘連接。因其側向力引起彎矩使軸承有歪斜的趨勢，這將急劇降低軸承的壽命，所以未得到推廣。
全浮式半軸（圖2-8c）的結構特點是，半軸外端的凸緣用螺釘與輪轂相連，而輪轂又借用兩個圓錐滾子軸承支撐在驅動橋殼的半軸套管上。理論上來說，半軸只承受轉矩，作用于驅動輪上的其他反力和彎矩全部由橋殼來承受。由于其工作可靠，廣泛應用于各類載貨類汽車上。
由于低速貨車后軸負荷比前軸大得多，為使后輪輪胎不致過載，后橋一般裝用雙式車輪，半軸形式采用全浮式。
2.7 驅動橋殼結構的確定
驅動橋殼的主要功用是支撐汽車質量，并承受由車輪傳來的路面反力和反力矩，并經懸架傳遞給車架；它又是主減速器、差速器、半軸的裝配基體。
驅動橋殼大致可以分為可分式、整體式和組合式三種形式。
1.可分式橋殼
可分式橋殼（圖2-9）由一個垂直結合面分為左右兩部分，兩部分通過
羅雙連接成一體，每個部分均由一鑄造殼體和一個壓入其外端的半軸套管組成，軸管與殼體用鉚釘連接。這種橋殼結構簡單，制造工藝性好，主減速器支撐剛度好。但拆裝、調整、維修很不方便，橋殼的強度和剛度受結構限制，曾用于總質量不大的汽車上，現在較少使用。
圖2-9 可分式橋殼
2.整體式橋殼
整體式橋殼（圖2-10）特點是整個橋殼是一根空心梁，橋殼和主減速器殼為兩體。它具有強度和剛度較大，主減速器拆裝、調整方便等優(yōu)點。
(a) (b)
圖2-10 整體式橋殼
按制造工藝不同，整體式橋殼可分為鑄造式（圖2-10a）、鋼板沖壓焊接式（圖2-10b）和擴張成形式三種。鑄造式橋殼的剛度和強度較大，但質量大，加工面多，制造工藝復雜，主要用于總質量較大的火車上。鋼板沖壓焊接式和擴張成形式橋殼質量較小，材料利用率高，制造成本地，適于大量生產，廣泛應用于乘用車和總質量較小的商用車上。
3.組合式橋殼
組合式橋殼（圖2-11）是將主減速器殼與部分橋殼鑄成一體，而后用無縫鋼管分別壓入殼體兩端，兩者之間用塞焊或銷釘固定。它的優(yōu)點是從動齒輪軸承的支撐剛度好，主減速器的裝配、調整比可分式橋殼方便；然而要求有較高的加工精度，故常用于乘用車和總質量較小的商用車上。 圖2-11 組合式橋殼
本次設計選用整體式橋殼。
2.8 本章小結
本章主要分析和選擇了主減速器齒輪的類型、主減速器的減速形式、主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式、從動錐齒輪的支承方式和安裝方式，從而確定逐步給出驅動橋各個總成的基本結構，分析了驅動橋各總成結構組成?；敬_定了驅動橋四個組成部分主減速器、差速器、半軸、橋殼的結構。
第3章 主減速器設計
3.1 概述
主減速器是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數少的錐齒輪帶動齒數多的錐齒輪。對發(fā)動機縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。汽車在各種道路上行使時，其驅動輪上要求必須具有一定的驅動力矩和轉速，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器后，可使主減速器前面的傳動部件如變速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸及質量減小、操縱省力。
3.2 主減速比及主減速器齒輪參數的選擇與強度校核
主減速比對主減速器的結構形式、輪廓尺寸、質量大小影響很大。當變速器處于最高檔位時對汽車的動力性和燃料經濟性都有直接影響。的選擇應在汽車總體設計時和傳動系統(tǒng)的總傳動比一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌南碌墓β势胶鈭D來計算對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數作最佳匹配的方法來選擇值，可是汽車獲得最佳的動力性和燃料經濟性。
本次設計是以后輪為計算的點。
3.2.1主減速器齒輪參數的選擇
1.計算后輪的功率
已知車的載重為1545kg，車的自
重為2670kg。其中載重和自重的70%
由后輪承擔，車輛主要在農村水泥路面和砂石路面上行駛，因此摩擦 圖3-1 驅動車輪受力分析圖
系數μ取0.16，g=10N/Kg 。
對驅動車輪受力分析[14]，如圖3-1：
因此，P=F×V=μGην （3-1）
=0.7×2670+1545×10×0.16×65×1032×3600×0.7=42Kw
式中，G為車總質量，N；η為軸荷比；ν為汽車最高速度，km/h。
2.計算車輪的轉速n0及角速度ω0
已知車速V=65Km/h，查手冊得知輪胎規(guī)格7.50-16輪胎的滾動半徑r=383.27mm：
即，
n0=ν×1032πr×60 （3-2）
=65×1032×3.14×383.27×60=450.08rmin
式中：υ-汽車的最高速度，Km/h；
r-車輪的滾動半徑，mm。
可以推出： ω0=2πn/60=(2×3.14×450.08)/60=47.11 rad?s
3.計算車輪轉矩
由公式
T0=Pω0×106=891.53 N?m (3-3)
4.計算主減速器從動錐齒輪轉矩
齒輪的傳動效率η=0.9，齒輪用9級精度制造
由公式：
Tj=2T0η=2×891.530.9=1981.2N?m (3-4)
5.主減速比的計算
對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動機最大功率及其轉速的情況下，所選擇的值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時值應按下式來確定[8]：
i0=0.337rrnpνamaxigh (3-5)
式中：——車輪的滾動半徑，=0.383m；
——變速器最高檔傳動比1. 0（為直接檔）；
——最大功率轉速； r/min；
——最大車速，km/h。
對于與其他汽車來說，為了得到足夠的功率而使最高車速稍有下降，一般選得比最小值大10%～25%，即按下式選擇：
i0=0.337~0.472rrnpνamaxigh (3-6)
但是，該低速載貨汽車發(fā)動機參數未知，故不能使用上述公式?？筛鶕卤?-1選取：
表3-1 載貨汽車驅動橋主減速器主動錐齒輪齒數
傳動比（z1z2）
推薦的主動錐齒輪最小齒數z1
主動齒輪齒數的允許范圍z2
1.50~1.75
14
12~16
1.75~2.00
13
11~15
2.0~2.5
11
10~13
2.5~3.0
10
9~11
3.0~3.5
10
9~11
3.5~4.0
10
9~11
4.0~4.5
9
8~10
4.5~5.0
8
7~9
5.0~6.0
7
6~8
6.0~7.5
6
5~7
7.5~10
5
5~6
選取傳動比i0=6， 得主動錐齒輪z1=7，z2=42 。
6.從動錐齒輪節(jié)圓直徑及端面模數的選擇
主減速器螺旋錐齒輪的節(jié)圓直徑，可根據齒輪的計算轉矩計算
d 2=kd13Tj (3-7)
=16×31981.2≈200mm
式中：d2-從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm；
kd1-直徑系數，取kd1=13~16；
Tj-計算轉矩，N?m。
推出，從動錐齒輪大端面模數 m=d2z2=20042=4.78mm
大端面模數校核：m=km3Tj=0.3~0.4×12.6=3.78~5.04
取m=5 。
7.主減速器弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算：
（a）查機械手冊知：齒頂高系數ha*=0.85 ,頂隙系數c*=0.188，齒數比μ=z2z1=6，變位系數x1=0.391-1μ2=0.3792，x2=-x1=-0.3792 。
表3-2主減速器螺旋錐齒輪幾何尺寸
參數
公式
主動錐齒輪
從動錐齒輪
模數
m
7
42
齒面寬
F=0.155d2
32.55，取35
工作齒高
hw=H1m=1.7m
8.5mm
齒全高
h=h2m=1.88m
9.44mm
法向壓力角
α
20°
20°
軸交角
Σ
90°
90°
分度圓直徑
d=mz
35mm
210mm
節(jié)錐角
γ1=tanh-1z1z2
9°27′
80°33′
節(jié)錐距
A0=d12sinγ1=d22sinγ2
106.47mm
106.47mm
周節(jié)
t=3.1416m
15.708mm
15.708mm
齒頂高
ha1=ha*+x1m
ha2=ha*+x2m
6.1458mm
2.3542mm
齒根高
hf1=h-ha1，hf1=h-ha1
3.2942mm
7.0858mm
齒高
h=2ha*+c*m
9.44mm
9.44mm
頂系
c=h-hw
0.94mm
0.94mm
齒根角
θf=arctanhfA0
1°46′
3°48′
頂錐角
δa1=γ1+θf2
δa2=γ2+θf1
13°15′
82°19′
根錐角
θf1=γ1-θf1,θf2=γ2-θf2
7°41′
76°45′
頂圓直徑
da1=d1+2ha*?cosγ1
da1=d1+2ha*?cosγ1
47.123mm
210.775mm
（b）中點螺旋角
螺旋角是沿齒寬變化的，輪齒大端的螺旋角大，輪齒小端的螺旋角小。選擇β時，應考慮它對齒面重合度的εF、輪齒強度和軸向力大小的影響。β越大，則εF也越大，同時嚙合的齒數越多，傳動就越平穩(wěn)，噪聲越低，而且齒輪的強度越高。
汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為35°~40°。乘用車選用較大的β值以保證較大的εF，使運轉平穩(wěn)，噪聲低；商用車選用較小的β值以防止軸向力較大，通常取35°，本次設計取35°。
（c）螺旋方向
從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。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軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這可以使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。
（d）法向壓力角
法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數，也可以使齒輪運轉平穩(wěn)，噪音低。本次設計貨車弧齒錐齒輪，α選用20°。
3.2.2 主減速器錐齒輪材料及熱處理
驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系的其它齒輪相比，具有載荷大，作用時間長，載荷變化多，帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。根據這些情況，對于驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求：
1. 具有較高的疲勞彎曲強度和表面接觸疲勞強度，以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應有高的硬度；
2. 輪齒心部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷；
3. 鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律易于控制，以提高產品的質量、縮短制造時間、減少生產成本并將低廢品率；
4. 選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況。
汽車主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造。在此，齒輪所采用的鋼為20CrMnTi。
用滲碳合金鋼制造的齒輪，經過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到58～64HRC，而心部硬度較低，當端面模數〉8時為29～45HRC。
對于滲碳深度有如下的規(guī)定：當端面模數m≤5時， 為0.9～1. 3mm
當端面模數m>5～8時，為1. 0～1. 4mm
由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運行初期產生膠合、咬死或擦傷，防止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經加工（如磨齒或配對研磨）后均予與厚度0.005～0.010mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面不應用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。
對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達25％。對于滑動速度高的齒輪，為了提高其耐磨性，可以進行滲硫處理。滲硫處理時溫度低，故不引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數可以顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現象產生。
3.2.3 螺旋錐齒輪的強度計算
1.損壞形式及壽命
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。
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。
①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，則首先在齒根處產生初始的裂紋。隨著載荷循環(huán)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(qū)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。
②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。
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。
①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(qū)產生很大的表面接觸應力，常常在節(jié)點附近，特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內開始，形成極小的齒面裂紋進而發(fā)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(xù)工作時，則擴大凹坑的尺寸及數目，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(jié)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。
②齒面剝落：發(fā)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?jié)B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(jié)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(guī)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(guī)定里程更換規(guī)定的潤滑油并進行清洗是防止不正常磨損的有效方法。
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(huán)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210.9N／mm.表3-3給出了汽車驅動橋齒輪的許用應力數值。
表3-3 汽車驅動橋的許用應力（N/mm2）
計算載荷
主減速器齒輪的需用彎曲應力
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
Tjε，Tjψ中較小者
700
2800
980
Tjm
210.9
1750
210.0
實踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)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和最大附著轉矩并不是使用中的持續(xù)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.主減速器螺旋錐齒輪的強度計算
(1)輪齒彎曲強度計算
汽車主減速器從動螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應力為
σw=2×103?Tj?K0?Ks?KmKv?F?z?m2?J （3-8）
式中： ——齒輪計算轉矩，
——超載系數，1. 0；
——尺寸系數，Ks=4m25.4=0.67;
——載荷分配系數取=1；
——質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，檔齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動精度高時，取1；
J——計算彎曲應力用的綜合系數[9]，見圖3-2，J=0.26 。
圖3-2 完全計算用綜合系數
把參數代入公式得：σw=277.8 N/mm2<700N/mm2，滿足強度。
（1） 輪齒接觸強度計算
螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應力σj(N/mm2)為：
σj=Cpd12×Tjz?K0?Ks?Km?Kf×103Kv?F?J （3-9）
式中：——主動齒輪計算轉矩Tjz=Tj6=1981.26=330.2N?m
——材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副取232.6；
——主動齒輪節(jié)圓直徑，35mm；
，，同3. 10；
——尺寸系數，=1；
——表面質量系數，對于制造精確的齒輪可取1；
F——齒面寬，取齒輪副中較小值即從動齒輪齒寬35mm；
J—— 計算應力的綜合系數，J =0.132，見圖3-3所示。
圖3-3 接觸強度計算綜合系數J
將參數代入公式得：σj=2018N/mm2<2800N/mm2，滿足強度。
3.3 主減速器的潤滑
主加速器及差速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤滑，其中尤其應注意主減速器主動錐齒輪的前軸承的潤滑，因為其潤滑不能靠潤滑油的飛濺來實現。為此，通常是在從動齒輪的前端靠近主動齒輪處的主減速殼的內壁上設一專門的集油槽，將飛濺到殼體內壁上的部分潤滑油收集起來再經過近油孔引至前軸承圓錐滾子的小端處，由于圓錐滾子在旋轉時的泵油作用，使?jié)櫥陀蓤A錐滾子的下端通向大端，并經前軸承前端的回油孔流回驅動橋殼中間的油盆中，使?jié)櫥偷玫窖h(huán)。這樣不但可使軸承得到良好的潤滑、散熱和清洗，而且可以保護前端的油封不被損壞。
為了保證有足夠的潤滑油流進差速器，有的采用專門的倒油匙。為了防止因溫度升高而使主減速器殼和橋殼內部壓力增高所引起的漏油，應在主減速器殼上或橋殼上裝置通氣塞，后者應避開油濺所及之處。
加油孔應設置在加油方便之處，油孔位置也決定了油面位置。放油孔應設在橋殼最低處，但也應考慮到汽車在通過障礙時放油塞不易被撞掉。
3.4 本章小結
根據實際生產車型的設計參數確定了主減速比、主減速器的計算載荷，并根據相關機械設計、機械制造標準對齒輪參數進行了合理選擇，整理出螺旋錐齒輪的幾何尺寸表。在此基礎上，對主減速器齒輪進行了強度校核。最后，對主減速器齒輪材料及熱處理、主減速器的潤滑予以說明。
第4章 差速器的設計
4.1 概述
由于在第2章《驅動橋總體方案的確定》中已經介紹并分析，在這一章就不再贅述，直接開始普通錐齒輪式差速器的設計。
4.2 普通錐齒輪式差速器設計
1.行星齒輪數n
行星齒輪數n需要根據承載情況來選擇，在承載不大的情況下n可取兩個，反之應取n=4，本次設計取n=4.
2.行星齒輪球面半徑Rb
行星齒輪球面半徑Rb反應了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力，可根據經驗公式來確定