装载机轮边减速桥设计标准初稿
第1章 概述
驱动桥处于动力传动系的末端，主要有主传动器、差速器、半轴、轮边减速器和驱动桥壳等部件。其基本功能是（1）将万向传动装置传来的发动机转矩通过主传动器、差速器、半轴等传到驱动车轮，实现降低转速、增大扭矩。（2）通过主传动器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向。（3）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，将动力合理的分配给左、右驱动车轮。（4）承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力。
设计驱动桥时应满足如下基本要求：
1）选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济型。
2）差速器除了保证左、右驱动车轮差速滚动外，还能将转矩连续平稳的传递给驱动轮。
3）当左、右驱动轮与路面的附着条件不一致时，能充分的利用汽车的驱动力。
4）外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。
5）齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。
6）在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。
7）具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。
8）与悬架导向机构运动协调。
9）结构简单，加工工艺好，制造容易，维修、调整方便。
第2章 驱动桥结构分析
驱动桥的类型有断开式驱动桥和非断开式驱动桥两种。
驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式，即驱动桥壳是一根连接左右驱动车轮的刚性空心梁，而主传动、差速器及车轮传动装置(由左、右半轴组成)都装在里面；当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。这种驱动桥无刚性的整体外壳，主传动器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮则与车架或车身作弹性联系，并可彼此独立地分别相对于车架或车身做上下摆动，车轮传动装置采用万向节传动。
1.非断开式驱动桥
非断开式驱动桥，其结构简单、造价低廉、工作可靠，被广泛用于各种载货汽车上。由于整个驱动桥都是簧下质量，因此对汽车的行驶平顺性和操作稳定性均不利，并且差速器的尺寸较大，使汽车的离地间隙不能很大。
图2-1 非断开式驱动桥
1-主减速器 2-套筒 3-差速器 4、7-半轴 5-调整螺母 6-调整垫片 8-桥壳
2.断开式驱动桥
断开式驱动桥可以获得较大的离地间隙，并减少了非簧载质量，提高了行驶平顺性。断开式驱动桥无刚性的整体外壳，主减速器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮装置采用万向节传动（见图2-2）。为了防止运动干涉，应采用滑动花键轴或一种允许两轴能有适量轴向移动的万向传动机构。
图2-2 断开式驱动桥
3.特点及应用
非断开式驱动桥：
结构简单、制造工艺好、成本低、工作可靠、维修调整容易，广泛应用于各种载货汽车、客车及工程机械上。但整个驱动桥均属于簧下质量，对汽车平顺性和降低动载荷不利。
断开式驱动桥：
结构复杂，成本较高，但它大大增加了离地间隙；减小了簧下质量，从而改善了行驶平顺性，提高了汽车的平均车速；减小了汽车在行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；由于驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好，大大增加了车轮的抗侧滑能力；与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理，可增中汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。这种驱动桥在轿车和高通过性的越野汽车上应用相当广泛。
由于要求设计的是ZL40轮式装载机的驱动桥，要设计这样一个级别的驱动桥，一般选用非断开式结构与非独立悬架相适应，因此，在此选用非断开式驱动桥。
第3章 主传动器设计
主传动器的作用是将输入的转矩增大并相应降低转速，以及当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。
3. 1 主传动器的结构形式
主传动器的结构形式主要根据齿轮类型、减速形式以及主从动齿轮的安装及支承方式的不同分类。
3. 1. 1主传动器的齿轮类型
主减速器的齿轮有螺旋锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在此选用螺旋锥齿轮传动。因为螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮的轴线垂直交于一点，轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐有齿的一端连续而平稳的转向另一端；另外，由于轮齿断面重叠的影响，至少有两个以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的负荷，所以工作平稳，制造业简单。但是其缺点是齿轮副锥顶稍有不吻合就会使工作急剧变坏，并伴随磨损增大，噪声增大，所以为了保证齿轮副的正确啮合，必须提高刚度，增大壳体刚度。
3. 1. 2主传动器的减速形式
驱动桥按其减速形式分主要有三种：中央单级减速驱动桥，中央双级减速驱动桥和中央单级、轮边减速驱动桥。在此选用中央单级、轮边减速驱动桥，这是因为在重型装载机上，要求有较大的主传动比和较大的离地间隙，这是就需要将双级主减速器中的第二级减速齿轮机构制成同样的两套，分别安装在两侧驱动车轮的近旁，即成为轮边减速器。这样不仅使驱动桥中间部分主传动器从动齿轮零件的尺寸也可减小。其缺点是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，布置轮毂、轴承、车轮和制动器较困难。
轮边减速器采用单行星排直齿圆柱齿轮。
3. 1. 3主传动器主、从动锥齿轮的支承方式
主传动器主从、动齿轮只有正确的啮合，才能很好的工作，要保证正确的啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、减速器壳的刚度有关外，还与齿轮的支承刚度密切相关。
（一）主动锥齿轮的支承
主动锥齿轮的支承形式可以分为悬臂式支承和跨置式支承两种。再次选用跨置式支承。跨置式支承结构的特点是锥齿轮两端均有轴承支承，支承刚度大大增大，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，齿轮承载能力高于悬臂式。另外，因为轮齿大端一侧轴颈支承在两个相对并排安装的圆锥滚子上，可缩短主动齿轮轴的长度，布置更加紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但主传动器壳上必须有支承齿轮小端一侧的轴承座，使壳体结构复杂，加工成本高。齿轮小端一侧的轴承都采用圆柱滚子轴承，仅承受径向力，是易损坏的一个轴承。大部分工程车辆都采用这种形式。
（二）从动齿轮的支承
从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图2-1示）。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减少尺寸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3-1 从动锥齿轮支承形式
3. 2主减速器锥齿轮设计
3.2.1锥齿轮载荷的确定
（1）锥齿轮的最大载荷
（a）按从发动机通过变矩器传来的最大静力矩（N·m）计算：
Mmax=K0MAiη[1]16-1 (3-1)
式中 K0 ——变矩器最大变矩系数；
MA——当液力变矩器传动比为零时，变矩系数最大时，由发动机与液力变矩器共同工作匹配工况点所决定的发动机扭矩值，采用全功率方案匹配时，MA =Me；
Me——发动机额定扭矩，偏安全设计可取最大扭矩，则Me=750N·m；
i ——从变矩器涡轮至计算零件的传动比；
η ——从变矩器涡轮至计算零件的传动效率；
则驱动桥主传动器主、从动锥齿轮所受的最大静力矩如下：
Mmax1=K0K1MA i1ikη1ηk1η2[1]16-4 (3-2)
Mmax2=K0K1MA i1iki3ηiηk1η2η3[1]16-4 (3-3)
式中 K0——变矩器最大变矩系数，参考同类机型取4.13；
K1——考虑驱动桥数和载荷分配系数，（0.6~0.75），根据任务书K1=0.695；
MA——同上；
i 1 ——分动箱传动比，i1=1;
iK1 ——变速箱前进一档传动比，iK1=2.692;
i3 ——主传动比，根据经验，主传动比i3<3.6~6.87,试取i3=6.16;
η1 ——分动箱传动效率，一般每对齿轮传动效率按0.98计算，取0.98；
ηK1——变速箱一档时的传动效率，一般每对齿轮的传动效率按0.96计算， ηK1=0.96；
η2 ——万向传动轴效率，一般取0.98；
η3 ——主传动器传动效率，一般为0.95；
则由上式可得大、小锥齿轮的最大扭矩为：
Mmax1=4.13×0.695×750×1×2.692×0.98×0.96×0.98=5343 N·m
Mmax2=4.13×0.695×750×1×2.692×6.16×0.98×0.96×0.98×0.95=31280 N·m
(b)按附着条件计算最大静扭矩（N·m）；
（3-4）
（3-5）
式中 GM——装载机自重（N），GM=120000N；
PQ ——额定载重量（N），PQ=40000N；
φ ——附着系数，根据任务书φ=0.8；
rd ——动力半径（m）,计算公式如下：
rd =0.0254[d/2+H/B×（1-λ）×B]
式中 d ——轮辋直径（英寸），对于型号16-24的轮胎，d=24inch;
H/B——高宽比，对于宽基或超宽的轮胎，H/B=0.5~0.7，取0.6；
B——轮胎断面宽度（英寸），对于16-24的轮胎，B=16inch；
λ——变形系数，=0.1~0.16，取0.13；
则rd =0.0254[24/2+0.6×（1-0.13）×16]=0.51m
i5 ——主减速器传动比，i5=6.16;
i4 ——轮边减速器传动比，由桥总传动比i总=19.9,i5=6.16,故i4=3.23;
η3 ——主减速器传动效率，η3=0.95；
η4 ——轮边减速器传动效率，η4=0.96；
其他参数同上；
则 M´max1= [0.695×(120000+40000)×0.8×0.51]/[6.16×3.23×0.95×0.96]=2500.3 N·m
M´max2= [0.695×(120000+40000)×0.8×0.51]/[3.23×0.96]=14631.6 N·m
取上述两种计算方法所得的较小值作为计算转矩，带入经验公式来选择主要参数。在强度计算只能用来验算最大应力，不能作为验算疲劳强度的依据。
则大、小锥齿轮所受的最大扭矩为：
Mmax1= M´max1=2500.3 N·m
Mmax2= M´max2=14631.6 N·m
（2）平均载荷作用下锥齿轮收到的平均扭矩（N·m）
对锥齿轮的疲劳强度计算，应以经常作用的载荷为依据。其所受的计算载荷，即受外部载荷变化的影响，又受到内因产生的动载荷的影响，同时与进行疲劳强度计算时的最大力矩如何确定也有关。而齿轮重叠系数对计算载荷的影响又是与齿轮制造精度和同时啮合的齿对之间的载荷分配有关的一个相当复杂的问题。
我们认为把这些影响反应到疲劳强度计算载荷中去较合适。即在实际计算中，用平均载荷作为计算载荷，考虑以上影响，用一个假想的小于最大载荷的值来进行疲劳强度计算。实际上用综合影响系数K值把短时最大载荷转换为疲劳强度计算时的计算载荷。即：
M平=K·Mmax[1]16-11 （3-6）
式中 M平——锥齿轮所受的平均载荷（N·m）；
K——综合影响系数，其计算公式如下：
K=K外K大K动K重[1]16-21 （3-7）
K外——外载荷变化的影响；
K动——动载荷的影响；
K大——按疲劳强度计算时的最大力矩与短时过载时最大力矩不同所产生的影响；
K重——齿轮重叠系数的影响；
这四个系数的具体计算方法见文献[1]16.3的相关介绍，在本说明书中不予计算，对于轮式装载机来说，K值一般等于或小于0.5，取0.5；
Mmax——锥齿轮所受的最大载荷（N·m），取按发动机最大扭矩计算和按地面附着条件计算的最大载荷中的较小值；
则大、小锥齿轮验算疲劳强度的平均载荷为：
M平1=0.5×2500.3=1250.2 N·m
M平2=0.5×14631.6=7315.5 N·m
3.2.2锥齿轮主要参数的计算
（1）主从动齿轮齿数的选择
尽量使啮合齿轮的的齿数没有公约数，为保证必要的重叠系数，大、小齿轮的齿数
不应小于40。齿数可按表3-1选择。
表3-1小齿轮齿数Z1的选择
型式 | 传动比 | 齿数允许范围Z1 | 推荐齿数Z1 |
单级减速 | 3.5~4.0 | 9~11 | 10 |
4.0~4.5 | 8~10 | 9 | |
4.5~5.0 | 7~9 | 8 | |
5.0~6.0 | 6~8 | 7 | |
6.0~7.5 | 5~7 | 6 | |
7.5~10 | 5~6 | 5 | |
双级减速 | 1.5~1.75 | 12~16 | 14 |
1.75~2.0 | 11~15 | 13 | |
2.0~2.5 | 10~13 | 11 | |
2.5~3.0 | 9~11 | 10 |
从表中选择Z1=6；
Z2=Z1×i3=6×6.16=39.96,圆整取39；
验算传动比： i3=Z2/Z1=6
，传动比合适，齿数选择合适。
（2）主、从动齿轮齿形参数计算
从动锥齿轮大端分度圆直径，按经验公式：
[1]6-30 (3-8)
式中 dm2——从动锥齿轮大端分度圆直径（mm）;
KD ——直径系数，2.8~3.48,取3.14；
M计——计算载荷（N·m），M计=Mmax2=14631.6 N·m
则
可以由下列公式检验模数是否合适：
[1]6-31 (3-9)
式中 Km——模数系数，0.061~0.089；
则将模数与计算扭矩带入上式，得：ms=0.0872;
在0.061~0.089范围内，模数选择合适。
则 dm1=ms·Z1=9.9×6=59.4mm
dm2=ms·Z2=9.9×36=356.4mm
（3）中点螺旋角βm
螺旋锥齿轮的名义螺旋角是指分度圆锥上轮齿齿宽中点的螺旋角βm。螺旋角应足够大，以增大轴向重叠系数，使传动平稳，噪音小。一般轮式车辆βm为35°~40°，常用35°，本课题也选用βm=35°。
（4）法向压力角αn
螺旋锥齿轮的压力角以法向截面的压力角αn来标志。标准压力角αn=20°，对于大型车辆，要求较强的齿根厚度，可采用较大的压力角，如22.5°。本设计选用αn=20°。
（5）螺旋方向
从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。
本设计主动锥齿轮选用左旋，从动锥齿轮选用右旋。
（6）其他齿形参数如表3-2
表3-2 主、从动齿轮参数表
名称 | 代号 | 公式 | 主动齿轮 | 从动齿轮 |
齿数比 | u | u=z2/z1 | 6 | |
大端分度圆直径 | De(mm) | De=ms·z | 59.4 | 356.4 |
齿数 | Z | Z2=z1·u | 6 | 36 |
大端模数 | Ms | Ms=de/z | 9.9 | |
分锥角 | δ | δ1=arctan(z1/z2) δ2=90°-δ1 | 9°27′43” | 80°32′17” |
外锥距 | Re | Re=de1/2sinδ1 | 180.668 | |
齿宽系数 | φR | φR =1/4~1/3 | 0.3 | |
齿宽 | b(mm) | b1=b2+5 b2=φR·Re | 59 | 54 |
中点模数 | mm | mm =ms·(1-0.5φR) | 8.415 | |
中点法向模数 | mum | mum= mm·βm | 6.672 | |
切向变位系数 | Xt | xt1按 xt2=-xt1 | 0.265 | -0.265 |
径向变位系数 | x | x按 x2=-x1 | 0.535 | -0.535 |
齿顶高 | hα（mm） | 10.0485 | 4.8015 | |
顶隙 | C | c=c*·ms,c*=0.166 | 1.6434 | |
齿根高 | hf(mm) | hf=(+c*-x) | 6.4449 | 11.6919 |
齿顶角 | 2°2′19” | 3°42′8” | ||
齿根角 | 3°42′8” | 2°2′19” | ||
顶锥角 | 13°9′51” | 82°34′36” | ||
根锥角 | 7°25′24” | 76°50′9” | ||
齿顶圆直径 | 79.2237 | 357.9786 | ||
3.2.3主减速器锥齿轮材料的选择
驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其他齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下要求：
1）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面具有高的硬度以保证有高的耐磨性。
2）轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。
3）锻造性能、切削加工性能及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。
4）选择合金材料时，尽量少用含镍、铬元素的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。
工程机械主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WmoV等。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%~1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面的硬化层的剥落。
为改善新齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.005~0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。
由以上介绍选择大、小锥齿轮的材料为20CrMnTi，其参数如下：
σb=1080MPa σs=850MPa 硬度217HBS
3.2.4主减速器锥齿轮强度的计算
（1）锥齿轮弯曲强度验算
锥齿轮轮齿的齿根最大弯曲应力为：
=[4] （3-9）
式中 ——锥齿轮所受的最大弯曲应力，MPa；
Mmax——锥齿轮最大载荷作用下的扭矩，N·mm;
Kc——超载系数，可取Kc=1;
Kv——动载系数，7级精度，由[6]图16.4-28，可取Kv=1.06;
F ——齿宽，mm, F=b;
Z ——齿数；
M ——大端模数，m=ms;
Ks——尺寸系数，反映材料的不均匀性与齿轮尺寸及热处理有关，一般当模数
当m<1.6mm时，取Ks=0.5;m≧1.6时，
Km——载荷分配系数，小齿轮用跨置式支承，Km=1.00~1.10,取Km=1.05;
Jw——计算弯曲应力的系数，由[2]图3-5-19查得Jw1=0.22,Jw2=0.165;
则 =512.3MPa
=728.4MPa
需用弯曲应力为：[]=0.75=0.75×1080=810MPa
则 <[], <[]齿轮弯曲强度合格。
(2)锥齿轮接触强度验算
锥齿轮轮齿的齿面接触应力为：
[2]3-5-23 （3-10）
式中 ——锥齿轮轮齿齿面接触应力，MPa；
Cp——有关材料弹性性质的系数，钢制锥齿轮副Cp=743kg1/2/cm;
Pe——齿轮大端圆周力（kg）,
Co——过载系数，Co=Ko=1.0;
Cv——动载系数，Cv=Kv=1.06;
b——有效工作齿宽，b=5.4cm;
de——小齿轮大端分度圆直径，de=5.94cm;
Cs——尺寸系数，Cs=Ks=0.79;
Cm——载荷分布系数，Cm=Km=1.05;
——表面质量系数，与表面光洁度、表面处理等有关，对于制造精度较高的齿轮，可取=1.0；
——表面接触强度综合系数，考虑到轮齿啮合面的相对曲率半径、载荷作用点位置、轮齿间的载荷分配、有效齿宽及惯性系数等。由[2]3-5-23查得，=0.13；
则
即 =2894.1MPa
则 <[]=3500MPa，锥齿轮轮齿的齿面接触强度合格。
（3）锥齿轮接触疲劳强度验算
用平均载荷作用下锥齿轮受到的扭矩验算疲劳强度。
则锥齿轮轮齿的齿面接触疲劳应力为：
[6]16.4-1 (3-11)
式中 ——轮齿的齿面接触疲劳应力，MPa；
——使用系数，由[5]表8-2查得，=1.25；
——动载系数，由前文=1.06；
——齿向载荷系数，当有效齿宽>0.85b时，由[6]表16.4-28查得=1，
则=1.5；
——端面载荷系数，由[6]表16.4-29查得=1.0；
——齿宽中点的圆周力，；
——小锥齿轮中点分度圆直径，
——齿中部接触线长度，由[6]表16.4-27计算得=60.07mm;
——齿数比，u=6;
——中点区域系数，
式中是中点端面当量圆柱齿轮参数，由[6]表16.4-27计算得：当量齿轮端面压力角=；顶圆直径=65.372mm，=2143.861mm;基圆直径=46.455mm, =2031.753mm;当量齿数=6.052，=245.658；
F由[6]表16.4-30计算得F1=F2=1.8；则可以计算得=1.263；
——节点区域系数，
式中参数由[3]表16.4-27计算的当量基圆螺旋角=，当量齿轮端面压力角=，则=2.125；
——弹性系数，由[5]表8-5查得
——齿面接触强度的载荷分配系数，当和时，
，由[6]表16.4-27，=2.454，
则=0.875；
——螺旋角系数，
——锥齿轮系数，=0.8，（[6]16.4-7）
则
则 <，齿面接触疲劳强度合格。
（4）锥齿轮弯曲疲劳强度验算
锥齿轮轮齿的齿根弯曲疲劳应力为：
[6]16.4-11 （3-12）
式中 ——使用系数，同上；
——动载系数，同上；
——齿向载荷系数，==1.5;
——端面载荷系数，==1.0;
——圆周力，同上；
——复合齿形系数，根据法面当量直齿圆柱轮齿数查图16.4-25~27得：
=2.5, =2.07;
——抗弯强度的重合度系数，当>1时，=0.625;
——齿根抗弯强度的锥齿轮系数，,由[6]表16.4-27计算得，齿中接触线的长度=50.58mm,则=1.01；
——载荷分配系数，
——齿宽；
——中点法面模数，由[6]表16.4-27计算得=8.755；
则
许用弯曲疲劳强度为：[]=455MPa[3] ρ340
则<[],<[],齿根弯曲疲劳强度合格。
第四章 差速器设计
车辆在行驶过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，左右两胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的符合不均匀而引起车轮滚动半径不相等；左右两轮接触的路面条件不同，行驶阻力不相等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行驶或直线行驶，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。
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、涡轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。
差速器的结构广泛采用对称式圆锥直齿轮差速器，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个行星齿轮的差速器采用十字轴结构），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。
本设计采用对称式圆锥直齿轮差速器。
4.1差速器基本参数的选择
圆锥直齿轮差速器的外壳，通常是安装在主传动器的从动齿轮上的，因而受主传动器结构的限制。
4.1.1差速器球面直径的选择
差速器的大小可由差速器球面直径来表征，而球面半径代表了差速器齿轮的节锥距，因此表征了差速器的强度。可按经验公式选取：
[7]6-40 (4-1)
式中 ——差速器球面直径，mm;
——差速器球面系数，=1.1~1.3，取1.15；
——差速器承受的最大扭矩，N·cm, =;
则
4.1.2差速器齿轮参数的选择
在差速器球面直径选出之后，差速器齿轮的大小就基本确定了。此时应使小齿轮齿数尽量小以得到大的模数，从而提高齿轮强度。
现今差速器齿轮大多采用22.5°压力角，齿高系数0.8，顶隙系数0.188的齿形，由于压力角增大，最小齿数可小到10。并可在小齿轮不变尖的条件下，由切向修正加大齿厚，从而使大、小齿轮趋于等强度。
（1
齿数的选择
行星齿轮齿数，多采用10~12，半轴多采用16~22。为保证等强度，应使=1.6~2.0
为保证安装，行星齿轮和半轴齿轮的齿数应符合下式：
【2】3-5-25 (4-2)
式中 ——左半轴齿轮齿数；
——右半轴齿轮齿数；
n ——行星齿轮个数，大、中型工程机械的行星齿轮数为4；
——任意整数；
取=10，=18。
(2)模数的确定
齿轮的分锥角为：则=29.05°；
=90°-=60.95°；
齿轮的外锥距为：
则
则 取为标准值，m=6;
（3）变位系数的确定
为了增加轮齿强度与使大小齿轮应力趋于相等，半轴齿轮和行星齿轮须进行高度变位和切向变位。
由[7]图6-20和6-21查得高度变位系数x=0.26，切向变位系数xt=-0.063。
4.2差速器齿轮几何参数
差速器齿轮几何参数如表4-1所示
表4-1 差速器齿轮几何参数计算
名称 | 代号 | 公式 | 行星齿轮 | 半轴齿轮 |
齿数 | Z | 10 | 18 | |
模数 | m | 6 | ||
齿宽 | b | 20 | 25 | |
压力角 | α | 22.5° | ||
工作齿高 | h0 | 9.6 | ||
齿全高 | h | 10.73 | ||
分度圆直径 | d | 60 | 108 | |
分锥角 | δ | 29.05° | 60.95° | |
外锥距 | Re | 61.78 | ||
齿顶高 | ha | 6.4 | 3.2 | |
齿根高 | 4.37 | 7.49 | ||
齿根角 | θf | 4.04° | 6.91° | |
顶锥角 | 35.96° | 64.99° | ||
根锥角 | 25.01° | 54.04° | ||
齿顶圆直径 | 69.266 | 110.622 | ||
分度圆弧齿厚 | S | 11.08 | 7.97 | |
4.3差速器齿轮强度计算
由于差速器齿轮工作条件比主传动好，极少出现点破坏蚀，因此一般只进行弯曲强度计算。其受到的弯曲应力为：
[7]6-41 (4-3)
式中 ——差速器受到的扭矩，N·m, ;
n ——差速器行星齿轮个数，n=4；
b ——齿宽，mm;
——半轴齿轮系数；
——综合系数，由[7]图6-22查得=0.23；
m ——模数；
——尺寸系数，当m>1.6时，则=0.725；
——载荷再分配系数，可取=1.0；
——过载系数，=1.0；
——质量系数，=1.0；
则
半轴齿轮与行星齿轮材料选为20CrMnTi，其极限应力为=1080MPa
则 []=0.75=810MPa
则 <[],齿轮弯曲强度合格。
第五章 半轴设计
半轴的功用是将转矩由差速器半轴齿轮传给驱动车轮，这时半轴将差速器半轴齿轮与轮毂连接起来。装有轮边减速器的驱动桥上，半轴将半轴齿轮与轮边减速器的主动齿轮连接起来。
5.1半轴的型式
普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型式或受力状况的不同而分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种。
半浮式半轴（图5-1（b））以靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而端部则以具有锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定，或以突缘直接与车轮轮盘及自动鼔相连接。因此，半浮式半轴除传递转矩外，还要承受车轮传来的弯矩。由此可见，半浮式半轴承受的载荷复杂，但它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。
3/4浮式半轴的结构特点是半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部，直接支承着车轮轮毂，而半轴则以其端部与轮毂相固定。由于一个轴承的支承刚度较差，因此这种半轴除承受全部转矩外，弯矩得由半轴及半轴套管共同承受，即3/4浮式半轴还得承受部分弯矩，后者的比例大小依轴承的结构型式及其支承刚度、半轴的刚度等因素决定。侧向力引起的弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命。可用于轿车和轻型车辆，但未得到推广。
全浮式半轴（图5-1（a））的外端与轮毂相联，而轮毂又由一对轴承支承于桥壳的半轴套管上。多采用一对圆锥滚子轴承支承轮毂，且两轴承的圆锥滚子小端应相向安装并有一定的预紧，调好后由锁紧螺母予以锁紧，很少采用球轴承的结构方案。
由于车轮所承受的垂向力、纵向力和侧向力以及由它们引起的弯矩都经过轮毂、轮毂
图5-1 半轴型式
轴承传给桥壳，故全浮式半轴在理论上只承受转矩而不承受弯矩。但在实际工作中由于加工和装配精度的影响及桥壳与轴承支承刚度的不足等原因，仍可能使全浮式半轴在实际使用条件下承受一定的弯矩，弯曲应力约为5~70MPa。具有全浮式半轴的驱动桥的外端结构较复杂，需采用形状复杂且质量及尺寸都较大的轮毂，制造成本较高，故小型车辆不采用这种结构。但由于其工作可靠，故广泛用于各种工程机械。
5.2半轴载荷的计算
5.2.1按从发动机传来的最大扭矩计算
在车辆转弯时，若考虑差速器行星齿轮自转内摩擦阻力矩时，一侧半轴会出现最大扭矩，两半轴齿轮，即两半轴的转矩分别为：
[4] （5-1）
式中 M1——外侧车轮对应的半轴（半轴齿轮）传递的扭矩，N·m;
M2——内侧车轮对应的半轴（半轴齿轮）传递的扭矩，N·m;
M0——差速器受到的扭矩，N·m，；
K——缩紧系数，K=0.05~0.15，取为0.15；
则 M1=0.425M0，M2=0.575M0
则半轴传递的转矩为：
=0.575×14631.6=8413.17 N·m
5.2.2按附着极限决定的扭矩计算
有附着极限决定的半轴受到的扭矩为：
[1]16-8 (5-2)
——装载机自重（N），=120000N；
——额定载重量（N），=40000N；
——附着系数，轮式装载机=0.85~1.0，取0.8；
——动力半径（m）, =0.65m
——轮边减速器传动比，=3.23
——轮边减速器传动效率，=0.96；
则
则取上述两种计算方法所得的较小值作为计算转矩，带入经验公式来选择主要参数。
则
5.3 半轴杆部直径的计算
杆部直径是半轴的主要参数，可按下式初选：
[2]3-5-29 (5-3式中 ——半轴受到的扭矩，kg·cm;
——许用扭转应力，半轴材料选用40Cr，则=5000~6000kg/cm2 ,取为 =5000 kg/cm2
则
圆整后取
5.4半轴强度验算
全浮式半轴只传递扭矩，其扭转应力如下：
[2]3-5-30 (5-4)
式中 ——半轴受到的扭矩，N·mm;
——半轴杆部直径，mm;
则半轴受到的扭矩为：
则在500~600MPa范围内，半轴扭矩强度合格，直径选择合适。
第六章 轮边减速器设计
轮边减速器的功用是进一步降速增扭，满足整车的行驶和作业要求；同时由于可以相应减少主传动器和变速箱比，因此降低了这些零部件传递的扭矩，减少了它们的尺寸。
6.1 轮边减速器传动方案
轮边减速器有多种布置方案，各种方案有不同的作用。
越野汽车为了提高离地间隙，可以将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方；公共汽车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度，以提高稳定性和乘客上下车的方便，可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方；有些双层公共汽车为了进一步降低车厢地板高度，在采用圆柱齿轮轮边减速器的同时，将主减速器及差速器总成也移到一个驱动车轮的旁边。
在少数具有高速发动机的大型公共汽车、多桥驱动车辆和超重型载货车辆上，有时采用涡轮式主减速器，它不仅具有在质量小、尺寸紧凑的情况下可以得到大的传动比以及工作平滑无声的优点，而且对汽车的总体布置很方便，
一般工程车辆大都采用单排内、外啮合行星式轮边减速器，有两种方案：
（1）太阳轮主动（由半轴驱动）、齿圈用花键和驱动桥壳体固定连接、行星架和车轮轮毂用螺栓连接。这种方案的传动比为（1+α）。α为齿圈和太阳轮的齿数之比。
图5-1 轮边减速器传动形式
（2）太阳轮主动（由半轴驱动）、行星架和桥壳固定连接而齿圈和车轮轮毂连接。这种方案的传动比为-α。
大部分工程车辆采用第一种方案。
6.5 行星排的配齿计算
6.2.1 根据传动比确定齿数关系