汽车主减速器及差速器毕业设计说明书.doc

(完整word)汽车主减速器及差速器毕业设计说明书

毕业设计（论文）

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2010年06月

前言
汽车自上个世纪末诞生以来，已经走过了风风雨雨的一百多年.从卡尔。本茨造出的第一辆三轮汽车以每小时18公里的速度，跑到现在，竟然诞生了从速度为零到加速到100公里/小时只需要三秒钟多一点的超级跑车.这一百年,汽车发展的速度是如此惊人!同时，汽车工业也造就了多位巨人，他们一手创建了通用、福特、丰田、本田这样一些在各国经济中举足轻重的著名公司。让我们一起来回望这段历史,品味其中的辛酸与喜悦，体会汽车给我们带来的种种欢乐与梦想……
在我国随着长春第一生产汽车厂的建成投产。1955年生产了61辆汽车,才结束了我国一直不能生产汽车的历史。经过几十年的努力，目前我国建立了自己的汽车工业.全国汽车由建国时的5万辆上升到现在的上千万辆。改革开放以来，我国引进了许多国家汽车的先进技术，使得我国汽车工业的产量和质量都得到了巨大的发展和提高。
但是由于我国是发展中国家,与发达国家相比，我国汽车工业无论是产量还是质量都有相当大的差距。要使我国实现四个现代化，我国汽车工业必须坚持不懈地有更大的发展.
基于以上事实,我选择了“轻型载货汽车减速器和差速器设计”这一课题。在本次设计中得到了史建茹老师的精心指导才使得我得以按时完成任务。在此向史建茹老师表示感谢。

摘要
汽车主减速器及差速器是汽车传动中的最重要的部件之一。它能够将万向传动装置产来的发动机转矩传给驱动车轮，以实现降速增扭。
本次设计的是有关轻型载货汽车的主减速器和差速器总成。并要使其具有通过性。本次设计的内容包括有:方案选择，结构的优化与改进.齿轮与齿轮轴的设计与校核，以及轴承的选用与校核。并且在设计过程中,描述了主减速器的组成和差速器的差速原理和差速过程。
方案确定主要依据原始设计参数，对比同类型的减速器及差速器,确定此轮的传动比,并对其中重要的齿轮进行齿面接触和齿轮弯曲疲劳强度的校核.而对轴的设计过程中着重齿轮的布置，并对其受最大载荷的危险截面进行强度校核,轴承的选用力求结构简单且满足要求。
主减速器及差速器对提高汽车行驶平稳性和其通过性有着独特的作用，是汽车设计的重点之一。
关键词：主减速器，差速器，转速，行星齿轮，传动比

ABSTRACT
Automobil reduction final drive and differential is one of the best impossible parts in automobile gearing. It can chang speed and driving tuist within a big scope .
The problem of this design is light—duty track differential unit ,it’ s properly in common use 。 The design of scheme, the better design and improvement of structure ，the design and calibration of gear and gear shiftes ， and the select of bearings , and also the design explain the construction of differential action 。
The ting of the scheme desierment main deside。 The drive ratio of gear , according to orginal design parameter and constrasting the same type reduction final drive ang differential assay . It realize planet gear in the design of structure . It put to use alteration better gears transmission in the design of gear , and compare the root contact tired strength of some important gears and the face twirl tired strength 。 It eraphaize pay attention to the place of gears. Compare the strength of the biggest load dangraes section. It require structure simple and accord with demand in select of bearings .
Key words : reduction final , differential ， rotational speed ， plantet gear ， drive ratio

目录
1 引言 3
2 整体方案设计 5
3 主减速器及差速器的设计 7
3。1 主减速器 7
3.1。1主减速器的减速形式 7
3.1。2主减速器的齿轮类型 7
3。1.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承型式及安置方法 8
3。1。4主减速齿轮计算载荷的确定 8
3.1.5 主减速器齿轮基本参数的选择 10
3。2。1对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 21
3。2。2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 22
4 花键的设计及轴承的选用 24
4。1 花键选择 24
4.2 轴承的选用 25
5 主动锥齿轮轴的设计 25
5。1 材料的选用 25
5.2 轴的结构设计 26
5.2。1 轴上零件的定位 26
5。2.2 结构的选择 27
6 主要零件的校核727754398 27
6。1 轴的校核 27
6。2 从动齿轮的弯曲强度校核： 29
6.3 主减速器双曲面齿轮的强度计算 30
6.3.1轮齿的弯曲强度计算 31
6。3。2 轮齿的接触强度计算 32
6.4 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算 33
6。4.1锥齿轮齿面上的作用力 33
6.4。2 锥齿轮轴承的载荷 34
经济技术性分析 36
结论 37
致谢 38
参考文献 39

6

1 引言
驱动桥处于动力传动系的末端,其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理的分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直立、纵向力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳.
汽车的主减速器和差速器是汽车传动系是汽车传动戏中的重要部件之一，它能够将传动装置的扭矩传给驱动车轮，事先降速以增大扭矩。
本次设计的是轻型载货汽车的主减速器和差速器总成。并要使其有一定的通过性。本次设计的内容包括有：方案选择，结构的优化设计与改进，齿轮与齿轮州的设计与校核，而且在设计过程中，描绘了主减速器与差速器的组成以及差速器的原理和差速过程。
方案的确定主要依据的是原始设计数据，对比同类型的减速器及差速器，确定齿轮的传动比；结构设计中采用行星齿轮和移位锥齿轮传动,并对其中的重要齿轮进行齿面接触和疲劳强度的校核;而轴的设计中着重与齿轮的布置。并对其中最大载荷的危险截面进行了强度的校核。轴承的选用力求结构简单且满足要求.对于差速器的半轴齿轮和行星齿轮则是参考同类型的齿轮的结构参数进行选择了！在本设计中对于这两个齿轮的选择的计算公式就不进行逐个计算了！
本设计根据东风EQ1060F车型进行设计的。驱动桥是汽车最重要的系统之一,是为汽车传输和分配动力所设计的.通过本课题设计，使我们对所学过的基础理论和专业知识进行一次全面的，系统的回顾和总结，提高我们独立思考能力和团结协作的工作作风。
为减小驱动轮的外廓尺寸,目前主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮。实践和理论分析证明，螺旋锥齿轮不发生根切的最小齿数比直齿齿轮的最小齿数少。显然采用螺旋锥齿轮在同样传动比下,主减速器的结构就比较紧凑.此外，它还具有运转平稳、噪声较小等优点。因而在汽车上曾获得广泛的应用。近年来,双曲面齿轮在广泛应用到轿车的基础上，愈来愈多的在轻、中型、重型货车上得到采用。
在现代汽车发展中，对主减速器的要求除了扭矩传输能力、机械效率和重量指标外，它的噪声性能已成为关键性的指标。噪声源主要来自主、被动齿轮。噪声的强弱基本上取决于齿轮的加工方法。区别于常规的加工方法，采用磨齿工艺，采用适当的磨削方法可以消除在热处理中产生的变形。因此，与常规加工方法相比，磨齿工艺可获得很高的精度和很好的重复性。
汽车在行驶过程中的使用条件是千变万化的。为了扩大汽车对这些不同使用条件的适应范围，在某些中型车辆上有时将主减速器做成双速的，它既可以得到大的主减速比又可得到所谓多档高速，以提高汽车在不同使用条件下的动力性和燃料经济性。

2 整体方案设计
主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。
驱动桥设计应当满足如下基本要求：
a）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。
b）外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。
c）齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。
d)在各种转速和载荷下具有高的传动效率.
e)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.
f）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。
g)结构简单,加工工艺性好，制造容易，拆装,调整方便。
为了提高装载量和通过性,有些重型汽车及全部中型以上的越野汽车都是采用多桥驱动，常采用的有4×4、6×6、8×8等驱动型式。在多桥驱动的情况下，动力经分动器传给各驱动桥的方式有两种。相应这两种动力传递方式,多桥驱动汽车各驱动桥的布置型式分为非贯通式与贯通式。前者为了把动力经分动器传给各驱动桥,需分别由分动器经各驱动桥自己专用的传动轴传递动力，这样不仅使传动轴的数量增多，且造成各驱动桥的零件特别是桥壳、半轴等主要零件不能通用。而对8×8汽车来说，这种非贯通式驱动桥就更不适宜,也难于布置了.
为了解决上述问题，现代多桥驱动汽车都是采用贯通式驱动桥的布置型式.
在贯通式驱动桥的布置中，各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内,并且各驱动桥不是分别用自己的传动轴与分动器直接联接，而是位于分动器前面的或后面的各相邻两桥的传动轴，是串联布置的。汽车前后两端的驱动桥的动力，是经分动器并贯通中间桥而传递的。其优点是，不仅减少了传动轴的数量,而且提高了各驱动桥零件的相互通用性，并且简化了结构、减小了体积和质量。这对于汽车的设计（如汽车的变型）、制造和维修,都带来方便.
由于非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠,查阅资料，参照国内相关货车的设计，最后本课题选用非断开式驱动桥。
其结构如图2—1所示：

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2-1 驱动桥
主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在此选用准双曲面齿轮传动，双曲面齿轮与弧齿锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮齿轮传动具有更大的传动比.此外由于偏移距地存在，使得双曲面齿轮比相应的弧齿锥齿轮的尺寸要小，从而可以获得更大的离地间隙。还有就是双曲面传动的主动锥齿轮的螺旋角较大，同时啮合的齿数较多，重合度更大，即可提高传动的平稳性.
作为一个3吨级的驱动桥,传动的转矩较大，所以主动锥齿轮采用骑马式支承。装于轮齿大端一侧轴颈上的轴承，多采用两个可以预紧以增加支承刚度的圆锥滚子轴承，其中位于驱动桥前部的通常称为主动锥齿轮前轴承，其后部紧靠齿轮背面的那个齿轮称为主动锥齿轮后轴承；当采用骑马式支承时,装于齿轮小端一侧轴颈上的轴承一般称为导向轴承。导向轴承都采用圆柱滚子式，并且内外圈可以分离（有时不带内圈),以利于拆装。
汽车主减速器有单级式、双级式、等几种。由于单级式主减速器结构简单、造价低.这次设计的为轻型的载货汽车。故这次设计的为单级的主减速器。
差速器的种类有很多种，但是从经济性、造价以及结构的复杂程度最终我们选择的是普通锥齿轮式的差速器。

3 主减速器及差速器的设计
3.1 主减速器
3.1.1主减速器的减速形式
单级主减速器：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i0〈7。6的各种中、小型汽车上。根据东风EQ1060F车的载荷小，主传动比〈7.6的特点，采用单级主减速器优势突出。
3。1.2主减速器的齿轮类型
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。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90º。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称为上偏置或下偏置.这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距.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凄的支承。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.双曲面齿轮的偏移距使得其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。因此,双曲面传动齿轮副的法向模数或法向周节虽相等，但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的。这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度.其增大的程度与偏移距的大小有关。另外，由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径为大，从而使齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同，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i0≥4。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.
东风EQ1060F车的传动比是4。875，且对离地间隙有较高的要求，鉴于上述双曲面齿轮具有的特点，选择双曲面齿轮的主减速器.这种主减速器由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成,零件结构如图2。2所示．
1—螺母； 2—后桥凸缘; 3-油封; 4—前轴承； 5-主动锥齿轮调整垫片;
6—隔套; 7—垫片; 8-位置调整垫片; 9—后轴承;10—主动锥齿轮
图3。1 主动锥齿轮及调整装置零件图
3。1.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承型式及安置方法
在壳体结构及轴承型式已定的情况下,主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。
作为一个3吨级的驱动桥,传动的转矩较大，所以主动锥齿轮采用骑马式支承.装于轮齿大端一侧轴颈上的轴承，多采用两个可以预紧以增加支承刚度的圆锥滚子轴承,其中位于驱动桥前部的通常称为主动锥齿轮前轴承，其后部紧靠齿轮背面的那个齿轮称为主动锥齿轮后轴承;当采用骑马式支承时,装于齿轮小端一侧轴颈上的轴承一般称为导向轴承.导向轴承都采用圆柱滚子式，并且内外圈可以分离（有时不带内圈)，以利于拆装。
3。1.4主减速齿轮计算载荷的确定
按以下三种工况进行从动齿轮的转矩计算
（1）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（Tje、Tjh)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：
=6879.6 N·m 　
=10939.5 N·m
式中：
Temax—-发动机量大转矩，N·m； 245N·m
i1-—变速器最低档传动比i1=4。71
i0—- 主减速比i0= 4.875
—-上述传动部分的效率，取=0.9
——负荷转移系数1.3
Kd——超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各类汽车取Kd=1;
n——该车的驱动桥数目；该车采用发动机后置后驱ｎ为1
G2——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N；对后桥来说还应考虑到汽车加速时的负荷增大量；60000N
-—轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车,取=0.85；对越野汽车取=1。0；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取=1。25；货车为一般公路用车取=0。85；此车取1
rr—-车轮的滚动半径，m；203。2m
,——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(例如轮边减速器等).该车无轮边减速器，故=97%，=1；
故Tc=6879.6 N·m
（2)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 （N·m)为:

=8000。7 N·m
式中:
Ga—-汽车满载总重，N;60000 N
GT-—所牵引的挂车满载总重，N，但仅用于牵引车；

fR—-道路滚动阻力系数，计算时轿车取fR＝0.010~0.015；载货汽车取0.015～0。020；越野汽车取0。020～0。035；该车取0.010
fH--汽车正常使用时的平均爬坡能力系数.通常,轿车取0。08;载货汽车和城市公共汽车取0。05~0。09；长途公共汽车取0。06~0.10,越野汽车取0。09～0。30。该车取0.08；
3。1.5 主减速器齿轮基本参数的选择
（1） 齿数的选择
对于单级主减速器，当i0较大时,则应尽量使主动齿轮的齿数取值小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。当i0≥6时,z1的最小值可取为5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度,Z1最好大于5。当i0较小（如i0=3.5～5)时，引可取为7～12,但这时常常会因主、从动齿轮齿数太多、尺寸太大而不能保证所要求的桥下离地间隙。为了磨合均匀，主、从动齿轮的齿数z1，z2之间应避免有公约数;为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不少于40，对于轿车应不少于50。
本车的主减速比为4.875,主减速比较小,参考文献［5]表3—10、3-13后选用Z1=8，Z2=39；
（2） 节圆直径的选择
可根据文献[1］推荐的从动锥齿轮的计算转矩中取较小值按经验公式选出：
=278mm
式中:
d2——从动锥齿轮的节圆直径，mm；
Kd2——直径系数，Kd2=13.0～15。3;
Tc-—计算转矩，N·m; 8000N·m
（3） 齿轮端面模数的选择
d2选定后，可按式m=d2/z2算出从动锥齿轮大端端面模数为4。68,并用下式校核：

式中：
Tc—-计算转矩，N·m； 8000。7 N·m
Km——模数系数,取Km=0.3—0.4。

1
小齿轮齿数
Z1
8
2
大齿轮齿数
Z2
39
3
笫一项计算值
Z1/Z2
0.205128
4
大齿轮齿面宽
B
42
5
小齿轮轴线偏移距
E
35
6
大齿轮分度圆直径
d2
304.99
7
刀盘名义半径
rd
304。8
8
小齿轮螺旋角的 预选值

45度
9
正切值
Tg
1
10

初选大轮分锥交余切值

0.2462
11
的正弦值

0.9210
12
大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径

117.89
13
大、小轮螺旋角的正弦值
=
0。2883
14
的余弦值

0。9575
15
初定小轮扩大系数

1。458
16
小轮中点分度圆半径换算值

73
17
小齿轮在齿而宽中点处的分度圆半径

30。12

18
轮齿收缩系数TR；当Z1〈 12时，TR=0.02(1）+1。06；当Z112时，TR=1.30

或者
1.22

19
近似计算公法线 kk在大轮轴线上的投影

508。96
20
大轮轴线在小轮回转平面内偏置角正切

第一次计算值
0.06877
21
角余弦值

0。9976
22
正弦值

0.06894
23
大轮轴线在小轮回转平面内偏置角

3。934°
24
初算大轮回转平面内偏置角正弦

0。2793
25
角正切

0。29098
26
初算小轮分锥角正切

0。2370
27
角余弦

0。9730
28
第一次校正螺旋角差值如的正弦

0.2871
29
角余弦

0。9579
30
第一次校正螺旋角正切

1.0028
31
扩大系数的修正量

-0.0008039
32
大轮扩大系数的修正量的换算值

—0.0001649
33
校正后大轮偏置角的正弦值
=-
0.2793
34
正切

0。2909
35
校正后小轮偏置角的正弦值

0.23701
36
小齿轮节锥角

13.33°
37
角的余弦

0.9730
38
第二次校正螺旋角差值的正弦

0.2871
39

16。68
40
的余弦

0。9579
41
第二次校正螺旋角差值的正弦

1
42
小齿轮中点螺旋角,应与(8）项的预选值非常接近

45°
43
的余弦

0.7071
44
确定大轮螺旋角

28.32°
45
的余弦

0.8803
46
的正切

0.5389
47
大轮分锥角的余切

0.2462
48
大齿轮节锥角

76。17°
49
的正弦

0.9710
50
的余弦

0。2391
51
C

30。9358
52

Bc

493。0573
53
两背锥之和

523。9931
54
大轮锥距在螺旋线中点切线方向上投影

106.878
55
小轮锥距在螺旋线中点切线方向上投影

92。2944
56
极限齿形角正切负值

0。06621
57
极限齿形角负值

3。788°
58
的余弦

0.09978
59
B G 0

0.000214
60
BG1

0.00007237
61
BG2

9864.2409
62
BG3

0.00147843
63
BG4

0。0036908
64
BG5

124。9323
65
齿线曲率半径

125.2077
66
比较值

1.2172
67

0.04905；0。749
68

；(35）
120。3.0。2306
69

左
16.7270
70
R圆心至轴线交叉点的距离

30。0387
71
大齿轮节锥顶点至小齿轮轴线的距离；“+”表示节锥顶点越过了小齿轮的轴线，“-”边式节锥顶点在大齿轮轮体和小齿轮轴线之间

—1。0142
72
在节平面内大齿轮面宽中点锥距

121。4109
73
大齿轮节锥距

143。4089
74
大锥轮上齿宽之半

21。9980
75
：大齿轮在齿面宽度中点处的工作齿高；k:齿高系数，

9。8457
76

0。4169
77

0。6861
78
轮齿两侧压力角的总和，此值为平均压力角的两倍

45o
79

0.7071
80
平均压力角

22.5o
81

0.9239
82

0。4142
83

1。6564
84
双重收缩齿齿根角总和(‘）

7。4752°
85
大齿轮齿顶高系数

0.150
86

1.00
87
大齿轮齿面宽中点处的齿顶高

14。72
88
大齿轮齿面宽中点处的齿根高

9.8957
89
大齿轮齿顶角

1。1213°，
90

0。01957
91
大齿轮齿根角

0。1107
92

1.9074
93
大齿轮的齿顶高

1。96
94
大齿轮的齿根高

12。3309
95
C：径向间隙

1。5269
96
大齿轮齿全高

14.2383
97
大齿轮齿工作高

12.7114
98
大齿轮的圆锥角

77。2913o
99

0。9755
100

0。21999
101
大齿轮的根锥角

69。8161
102

0。9386
103

0。3450
104

0。3676
105
大齿轮外圆直径

279。50
106
大轮大端分度圆中线至轴线交叉点的距离

35.2984

107
大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离

333。4463
108
大圆顶圆齿顶高与分度圆处齿高之差

0.9217
109
大端分度圆处与齿根处高度差

3。7764
110
大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离

—1。9359
111
大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离

2。7622
112

128。9322
113
修正后小轮轴线在大轮回转平面内偏置角正弦

0.2715
114

0.96245
115

0.2821
116

0.33205
117
小齿轮的面锥角

19.3930o
118

0。9433
119

0。352
120

11.9406
121
小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离

—2.5332
122

0.0008418
123

；
0.04823;1。0000
124

;

16.6318；0.9582
125

6.0630;0。9944
126

0.01478
127

1。0436
128

120.6406
129

0。9486
130

22.9571
131
小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离
=（128)-（130)(129)
+(75）（126）
142.2722
132

22。9613
133
小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线距离
=(128）-(132)(129）
+(75）(126)
94。4684
134

139。7363
135
小齿轮外圆直径

98。3763
136

124。6642
137
在大轮回转平面内偏置角正弦

0.28075
138
在大轮回转平面内偏置角

16.3052
139

0.9598
140

-1.6436
141
小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离

11.9503
142

0.2115
143
小齿轮根锥角

12。1898
144

0。9775
145

0.2160
146
最小齿侧间隙允许值

0.1524
147
最大齿侧间隙允许值

0。2032
148

0。13027
149

8.5064
150
在节平面内大齿轮内锥距

99。4089
该车取下偏移主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋。
3.2 差速器的设计
3。2。1对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理

图3-2 差速器差速原理
如图3-1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3—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),啮合点A的圆周速度为=+，啮合点B的圆周速度为=-。于是
+=(+)+(—)
即 + =2
若角速度以每分钟转数表示，则

式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。
有式还可以得知:①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；②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。2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构
普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳,两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图3—2所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点,故广泛用于各类车辆上。

图3-3 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器
1，12-轴承；2—螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13—螺栓；6-半轴齿轮垫片;
7-半轴齿轮；8—行星齿轮轴；9—行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11—差速器右壳

1—轴承； 2—调整螺母; 3,7—差速器壳; 4—半轴齿轮垫片；
5—半轴齿轮； 6—行星齿轮; 8—轴架; 9-长轴；
10—行星齿轮止推片； 11—短轴
本设计采用普通的对称式圆锥行星齿轮差速器。此种差速器由于其结构简单、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．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，2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.如上图2.3所示。
（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。此设计采用2个行星齿轮．
(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，在一定程度上表征了差速器的强度。
球面半径可根据经验公式来确定：
式中：
KB-—行星齿轮球面半径系数,KB=2.52~2。99，对于有4个行星齿轮的轿车和公路载货汽车取小值；对于有2个行星齿轮的轿车以及越野汽车、矿用汽车取最大值;取KB=2。9
md—-计算转矩，N·m。
RB确定后，即可根据下式预选其节锥距:
A0=（0.98～0。99) RB
(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.此设计行星齿轮的齿数选z1择11,半轴齿轮的齿数采用14~25。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.5~2范围内。
考虑到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.
半轴齿轮的齿数选z２用22
（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、：

式中：
z1、z2-—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：

算出模数后,节圆直径d即可由下式求得：

　（5)压力角
过去汽车差速器齿轮都选用20º压力角，这时齿高系数为l,而最少齿数是13。目前汽车差速器齿轮大都选用22º30′，的压力角，齿高系数为0。8，最少齿数可减至11，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下还可由切向修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于