05T汽车驱动桥设计

1、南华大学机械工程学院毕业设计(论文)第103页 共103页Evaluation Warning: The document was created with Spire.Doc for .NET.一、概述结构方案确定1、概述驱动桥是汽车传动系中主要部件之一。它由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳组成，保证当变速器置于最高挡时，在良好的道路上有足够的牵引力以克服行驶阻力和获得汽车的最大车速，这主要取决于驱动桥主减速器的传动比。虽然在汽车总体设计时，从整车性能出发确定壳主减速器的传动比，然而用什么型式的驱动桥，什么结构的减速器和差速器等在驱动桥设计时要具体考虑的；绝大多数发动机在汽车上时纵置

2、的，为使扭矩传给车轮，驱动桥必须改变扭矩方向，同时根据车辆的具体要求解决左右车轮的扭矩分配，如使多轴驱动的汽车亦同时要考虑各轴之间的扭矩分配问题；整体式驱动桥一方面需要承担汽车的载荷，另一方面车轮上的作用力及传递扭矩所产生的反作用力矩皆由驱动桥承担，所以驱动桥的零件必须具有足够的强度和刚度，以保证机件可靠的工作；驱动桥还必须满足通过性及平顺性要求，采用断开式驱动桥，可以使桥壳离地间隙增加，非簧载质量减轻等均是从这方面考虑；前桥驱动或多轴驱动的转向驱动轴要既能驱动又能转向。所以，驱动动桥的设设计必须须满足如如下基本本要求：1）所选择择的主减减速比应应能保证证汽车具具有最佳佳的动力力性和燃燃料经济

3、济性。2）外形尺尺寸要小小，保证证有足够够的离地地间隙。3）齿轮及及其它传传动件工工作平稳稳，噪声声小。4）在各种种转速和和载荷下下具有较较高的传传动效率率。5）在保证证足够的的强度、刚刚度条件件下，应应力求质质量小，尤尤其是簧簧下质量量应尽量量小，以以改善汽汽车平顺顺性。6）与悬架架导向机机构运动动协调，对对于转向向驱动桥桥，还应应与转向向机构运运动相协协调。7）结构简简单，加加工工艺艺性好，制制造容易易，拆装装、调整整方便。 2、结构方方案分析析及选择择 不同形式式的汽车车，主要要体现载载轴数、驱驱动形式式上有区区别：汽汽车壳分分为两轴轴、三轴轴、四轴轴甚至更更多轴数数，影响响选取轴轴数的

4、主主要因素素是汽车车的总质质量；驱驱动形式式有4XX2、4X4、6X22等，而而4X22驱动形形式的汽汽车结构构简单，制制造成本本低，多多用于轿轿车和质质量小些些的公路路用车辆辆上。我我们设计计的汽车车为低载载的乘用用车，故故只需采采用4XX2后桥桥驱动方方式。驱动桥的结结构形式式与驱动动车轮的的悬架形形式密切切相关。当当车轮采采用非独独立悬架架时，驱驱动桥应应为非断断开式（或或称为整整体式，见见图1-1），即即驱动桥桥壳是一一根列界界左右驱驱动车轮轮的刚性性空心梁梁，而主主减速器器、差速速器及车车轮传动动装置（由由左、右右半轴组组成）都都装在它它里面。当当采用独独立悬架架时，为为保证运运动协

5、调调，驱动动桥应为为断开式式（见图图1-22）。这这种驱动动桥无刚刚性的驱驱动外壳壳，主减减速器及及其壳体体装在车车架或车车身上，两两侧驱动动车轮则则与车架架或车身身作弹性性联系，并并可彼此此独立地地分别相相对于车车架或车车身作上上下摆动动，车轮轮传动装装置采用用万向节节传动。为为了防止止运动干干涉，应应采用滑滑动花键键轴或一一种允许许两轴能能有适量量轴向移移动的万万向传动动机构。图1-1. 整体体式驱动动桥1-主减速速器 2-套套筒 3-差差速器 4、77-半轴轴 5-调整螺螺母 66-调整整垫片 8-桥桥壳图1-2 断开开式驱动动桥具有桥壳的的非断开开式驱动动桥结构构简单、制制造工艺艺行好

6、、成成本低、工工作可靠靠、维修修调整容容易，广广泛应用用于各种种载货汽汽车、客客车及多多数的越越野汽车车和小轿轿车上。但但整个驱驱动桥均均属于簧簧下质量量，对于于汽车平平顺性和和降低动动载荷不不利。断断开式驱驱动桥结结构复杂杂，成本本较高，但但它大大大地增加加了离地地间隙；减小了了簧下质质量，从从而改善善了行驶驶平顺性性，提高高了汽车车的平均均车速；减小了了汽车在在行驶时时作用于于车轮和和车桥上上的动载载荷，提提高了零零部件的的使用寿寿命；由由于驱动动车轮与与地面的的接触情情况及对对各种地地形的适适应性较较好，大大大增强强了车轮轮的抗侧侧滑能力力；与之之相配合合的独立立悬架导导向机构构设计得得

7、合理，可可增加汽汽车的不不足转向向效应，提提高汽车车的操纵纵稳定性性。这种种驱动桥桥在轿车车和高通通过性的的越野车车上应用用相当广广泛。本课题要求求设计00.5吨吨乘用车车的驱动动桥，根根据结构构、成本本和工艺艺等特点点，驱动动桥我们们采用整整体式结结构，这这样，成成本低，制制造加工工简单，便便于维修修。二、主减速速器设计计（一） 主主减速器器型式及及选择驱动桥主减减速器位位适应使使用要求求发展有有多种结结构型式式：如单单级主减减速器、双双级主减减速器、双双速主减减速器和和单级主主减速器器加轮边边减速器器。（1）单级级主减速速器常由由一对圆圆锥齿轮轮所组成成。这对对锥齿轮轮的传动动比是根根据整

8、车车动力性性和燃油油经济性性的要求求来选定定的。它它结构简简单，质质量轻，所所以在可可能条件件下尽量量采用单单级主减减速器的的型式。然然而单级级主减速速器的传传动比一一般位33.56.77，太大大的传动动比将会会使从动动锥齿轮轮的尺寸寸过大，影影响驱动动桥壳下下的离地地间隙。离离地间隙隙越小，汽汽车通过过性就越越差，这这也就限限制了从从动锥齿齿轮的最最大尺寸寸。（2）双级级主减速速器是由由第一级级圆锥齿齿轮副和和第二级级圆柱齿齿轮副或或第一级级圆柱齿齿轮副和和第二级级圆锥齿齿轮副所所组成。采采用双级级主减速速器可达达到两种种目的：一是可可获得较较大的传传动比6610，其其二是采采用双级级减速器

9、器后，第第二级的的传动比比可以小小一些，由由此第二二级的从从动齿轮轮尺寸在在差速器器安装尺尺寸允许许情况下下可相应应减小，由由此减少少了桥壳壳的外形形尺寸，增增加了离离地间隙隙。而双双级主减减速器的的重量及及制造成成本都比比单级主主减速器器要高的的多。（3）双速速主减速速器内由由齿轮的的不同组组合可获获得两种种传动比比。汽车车在良好好路面上上行驶时时，使用用较小的的传动比比，在困困难的路路上行驶驶或需要要较大的的牵引力力（爬坡坡）时，则则使用较较大的传传动比。它它与五挡挡变速器器配合使使用，可可使汽车车有十个个档位，使使汽车获获得良好好的使用用性能，同同时，该该减速器器的成本本也相当当高的。（

10、4）单级级主减速速器加轮轮边减速速器：越越野车、重重型矿用用自卸车车和重型型货车需需要减速速比更大大的驱动动桥，同同时也要要很大的的离地间间隙，因因此发展展了轮边边减速器器。于是是驱动桥桥分成两两次减速速具有两两个减速速比主主减速器器传动比比和轮边边减速器器比。相相对这时时的主减减速器传传动比要要比没有有轮边减减速器的的主减速速器传动动比要小小的多。其其结果时时驱动桥桥中央部部分的外外形尺寸寸减小很很多，相相对地增增加了离离地间隙隙。同时时，在主主减速器器后和轮轮边减速速器前的的零件如如差速器器、半轴轴等载荷荷大大减减少，其其零件尺尺寸也相相应地减减小。它它能缩短短桥中心心到连接接传动轴轴凸缘

11、间间地距离离，能减减少传动动轴地夹夹角。当当然，这这种减速速器结构构复杂，制制造装配配精度要要求高，成成本自然然也是普普通主减减速器的的几倍 根据据以上信信息，针针对我们们普通的的乘用车车，选择择单级锥锥齿轮主主减速器器就能满满足要求求（二） 主主减速器器齿轮的的齿型 汽车主减速速器广泛泛采用的的是螺旋旋圆锥齿齿轮，它它包括圆圆弧齿锥锥齿轮、准准双曲面面齿轮、延延摆线齿齿锥齿轮轮等多种种形式。 圆弧齿齿锥齿轮轮传动，制制造简单单，广泛泛应用在在汽车主主减速器器上，以以对圆弧弧齿锥齿齿轮啮合合时，轮轮齿并不不在全长长上啮合合，而是是逐渐从从一端连连续平稳稳地转向向另一端端，并有有几个齿齿同时参参

12、加啮合合，所以以它比直直齿轮能能承受更更大地载载荷，而而且平稳稳无声。但但其对齿齿合精度度很敏感感，齿轮轮副锥顶顶稍有不不吻合便便使工作作条件急急剧变坏坏，伴随随磨损、增增大和噪噪声增大大。为保保证齿轮轮副的正正确齿合合，必须须将轴承承顶紧，提提高支承承刚度，增增大壳体体刚度。圆圆弧齿锥锥齿轮一一般采用用格里森森制。 双双曲面齿齿轮传动动与圆弧弧齿锥齿齿轮传动动不同之之处，在在于主、从动轴轴线不相相交而有有一偏移移距。由由于存在在偏移距距，从而而主动齿齿轮螺旋旋角与从从动轮螺螺旋角不不等，且且。此时时两齿轮轮切向力力与之比，可可 根据啮啮合面上上法向力力彼此相相等的条条件求出出。 设设与分别为

13、为主、从动轮轮平均分分度圆半半径，双双曲面的的传动比比为 对于圆弧齿齿锥齿轮轮传动，其其传动比比，令，则则 系数一般为为1.22511.5。这这说明当当双曲面面齿轮尺尺寸与圆圆弧齿锥锥齿轮尺尺寸相当当时，双双曲面传传动有更更大的传传动比，当当传动比比一定，从从动轮尺尺寸相同同时，双双曲面主主动齿轮轮比圆弧弧齿锥齿齿轮有较较大直径径，较高高的齿轮轮强度及及较大的的主动齿齿轮轴和和轴承刚刚度，当当传动比比和主动动齿轮尺尺寸一定定时，双双曲线从从动锥齿齿轮直径径比相应应螺旋齿齿轮为小小，因而而离地间间隙较大大。 双曲曲面齿轮轮副在工工作过程程中，除除了有沿沿齿高方方向的侧侧向滑动动之外，还还有沿齿齿

14、长方向向的纵向向滑动。纵纵向滑动动可改善善齿轮的的摩合过过程，并并使其工工作安静静平滑。然然而纵向向滑动可可使摩擦擦损失增增加，降降低传动动效率，因因而偏移移距不应应过大。双双曲面齿齿轮传动动齿面间间大的压压力和大大的摩擦擦功，可可能导致致油膜破破坏和齿齿面烧结结咬死。因因此，双双曲面齿齿轮传动动必须采采用可改改善油膜膜强度和和避免齿齿面烧结结的特殊殊双曲面面润滑油油。 考虑到到生产条条件、材材料问题题、以及及经济性性问题，我我们选择择采用格格里森圆圆弧齿锥锥齿轮。（三）主减减速器齿齿轮设计计和计算算齿轮型式选选定后可可进行载载荷计算算、参数数初步计计算、齿齿轮几何何尺寸计计算和强强度计算算等

15、等，并并根据计计算结果果拟定齿齿轮工作作图。1.载荷计计算影响汽车驱驱动桥锥锥齿轮副副合理设设计的重重要因素素之一是是要合适适地选择择齿轮副副上所受受的扭矩矩。过去去计算扭扭矩是根根据发动动机的最最大输出出扭矩来来推算出出从动锥锥齿轮上上的扭矩矩，或者者根据轮轮胎不打打滑的最最大附着着力矩来来计算，而而这两种种情况都都比较极极端，它它不能反反映齿轮轮副在日日常工作作时所受受的实际际载荷。一一种新的的分析驱驱动桥计计算扭矩矩的方法法时从日日常工作作载荷和和整车性性能出发发来考虑虑的，这这种计算算扭矩称称为性能能扭矩或或日常行行驶扭矩矩。除那那些具有有高性能能的运动动汽车外外，用这这一计算算扭矩来

16、来确定一一般驱动动桥齿轮轮副的尺尺寸驶比比较合适适。在计算载荷荷之前必必须知道道发动机机最大转转矩M和和确定主主传动比比i。可用下式计计算确定定M： = 95449/ = 954491.3300.144/22200 =1669.227由总体设计计知：最最大总传传动比为为18.5，初定主减速速器传动动比i：5.1125（441/88）。下面分别介介绍三种种确定计计算扭矩矩的方法法：按驱动轮打打滑扭矩矩确定从从动锥齿齿轮载荷荷式中：每个驱驱动轴上上的重量量，N；此处为为117760（660%GG）； 加速时时重量转转移系数数，此处处为0.55； 轮胎与与路面的的附着系系数，对对于一般般轮胎的的公路

17、用用汽车在在良好的的混凝土土或沥青青路上可可取0.85； 车轮滚滚动半径径，0.3755m； 车轮到到从动锥锥齿轮间间的传动动比，取取1； 车轮轮到从动动锥齿轮轮间的传传动效率率，一般般为0.95；将数据代入入公式可可得到=36004.222 按发动机最最大使用用扭矩确确定从动动锥齿轮轮载荷式中：考虑由由于接合合离合器器发生冲冲击的超超载系数数，对于于液力自自动变矩矩器C取取1.00； 变变速器一一档传动动比，此此处为22.599； 分动器器传动比比，取11； 驱驱动轴数数，取11； 发动动机到主主减速器器的机械械传动效效率，一一般为00.900 K液力变变矩器变变矩比，KK=4.5 将数据据

18、代入公公式得到到：=227533.955按日常行驶驶扭矩确确定从动动锥齿轮轮载荷， 式式中：汽车总总重量，1117660N；车轮滚滚动半径径，0.3755m；从动动锥齿轮轮到轮边边减速比比，取11；驱动轴轴传动效效率，圆圆弧锥齿齿轮取00.955，双曲曲面齿轮轮取0.90；公路坡坡度系数数，它代代表汽车车在设计计时要求求能够持持续爬坡坡的能力力，而不不是公路路的坡度度系数，取取0.008；性能系系数，代代表汽车车在坡度度上的加加速能力力，取00.0111 代代入公式式可得：=4445.99 对于最最大计算算扭矩，应应取发动动机最大大扭矩喝喝驱动轮轮打滑扭扭矩两者者计算得得最小值值当按日常行行驶

19、扭矩矩计算齿齿轮强度度时，所所得应力力不应超超过齿轮轮材料的的疲劳极极限当按最大扭扭矩计算算齿轮强强度时，所所得应力力不应超超过齿轮轮材料尖尖锋应力力允许值值2.主从动动齿轮主主要参数数的选择择从动齿轮齿齿数的选选择 选择择齿数时时应考虑虑到相啮啮合齿轮轮的齿数数没有公公约数，以以便齿轮轮在使用用过程中中各齿之之间都能能互相啮啮合，起起到自动动磨合作作用。为为了得到到理想的的齿面重重合系数数，大小小齿轮的的齿数和和应不少少于400。根据据经验经经验及文文献1中中表7-5、表表7-66、表77-7，初初步拟定定我们设设计的主主被齿齿齿数=88，=441。从动锥齿轮轮大端分分度圆直直径和端端面模数

20、数的确定定就单级主减减速器而而言，从从动锥齿齿轮的分分度圆直直径对驱驱动桥壳壳的尺寸寸影响，尺寸大小影响桥壳的离地间隙，尺寸大小影响跨置式主动齿轮的前支承架的位置和差速器的安装。初选从动锥锥齿轮大大端分度度圆直径径的应验验公式为为： 式中 从从动锥齿齿轮的计计算扭矩矩，按、两者较较小一个个计算； 直径系系数取113166.2，这这里取116； 代代入数据据得：=2366.544mm从动锥齿轮轮分度圆圆直径选选好后可可按 得=5.7769，标标准化为为6。3）其它参参数的计计算确定定名 称代号计 算 公公 式 和 说说 明计算结果轴交角按需要确定定，一般般，最常常用中点螺旋角通常，最常常用。两两

21、轮螺旋旋角相等等，螺旋旋方向相相反，选选择螺旋旋方向应应使轴向向压力角标准，还有有适合于于轻载的的;适合合于重载载的大端分度圆圆直径按照经验公公式初定定，得到到端面模模数，然然后分锥角，名 称代号计 算 公公 式 和 说说 明计算结果外锥距齿宽系数齿宽中点模数中点法向模模数中点分度圆圆直径中点锥距切向变位系系数，时，可查查表，径向变位系系数，按查表得得到：顶隙，顶隙系数数齿顶高，齿顶高系系数，齿根高,工作齿高全齿高齿根角齿顶高顶锥角根锥角名 称代号计 算 公公 式 和 说说 明计算结果齿顶圆直径径冠顶距当时，当当时，中点法向弦弦齿厚，中点法向弧弧齿厚当量齿数纵向重合度度式中：端面重合度度当时，

22、可查查图表近近似确定定。也可可按下公公式计算算：式中：，纵向重合度度式中：总重合度（参考机机械零件件设计手手册）对计算数据据的几点点说明：（1）的确确定原则则：为了了磨合均均匀，、之间应应避免有有公约数数。为了了得到理理想的齿齿面重合合度和高高的轮齿齿弯曲强强度，主主、从动动齿轮齿齿数和应应不少于于40。为为了啮合合平稳、噪噪声小和和具有高高的疲劳劳强度，对对于轿车车，一般般不少于于9；对对于货车车，一般般不少于于6。当当传动比比i较大大时，应应尽量使使取得少少些，以以便得到到满意的的离地间间隙。对对于不同同的传动动比，和和的搭配配可参阅阅一些优优先值。（2）螺旋旋方向：从锥齿齿轮锥顶顶看，齿

23、齿形从中中心线上上半部向向左倾斜斜为左旋旋，向右右倾斜为为右旋。主主、从动动锥齿轮轮的螺旋旋方向是是相反的的。螺旋旋方向的的选择式式根据所所要求的的轴向力力方向来来决定的的，螺旋旋方向与与锥齿轮轮的旋转转方向影影响其所所受轴向向力的方方向。当当变速器器挂前档档时，应应使主动动齿轮的的轴向力力离开锥锥顶方向向。这样样可使主主、从动动齿轮有有分离趋趋势，防防止轮齿齿卡死而而损坏；当变速速器在倒倒档时，轴轴向力方方向改变变，但此此力因倒倒档偶尔尔应用故故影响较较小。如如将主齿齿轮可靠靠定位，虽虽用倒档档仍可避避免齿轮轮卡住。根根据上述述原因及及发动机机为顺时时针旋转转，所以以一般汽汽车主减减速器所所

24、用的主主动齿轮轮均为左左旋，而而从动轮轮为右旋旋。（3）主、从从动锥齿齿轮的齿齿面宽bb1和bb2：一一般推荐荐齿面宽宽的数值值，对于于螺旋锥锥齿轮bb在1/41/3节锥锥距之间间。主齿轮轮比从动动齿大110%左左右，故故大齿轮轮宽度为为35mmm。锥锥齿轮齿齿面过宽宽并不能能增大齿齿轮的强强度和寿寿命，反反而会导导致锥齿齿轮轮齿齿小端齿齿沟变窄窄引起的的切削刀刀头顶面面宽过窄窄及刀尖尖圆角过过小。这这样，不不但减小小了齿根根圆角半半径，加加大了应应力集中中，还降降低了刀刀具的使使用寿命命。此外外，在安安装时有有位置偏偏差或由由于制造造、热处处理变形形等原因因，使齿齿轮工作作时载荷荷集中于于轮

25、齿小小端，会会引起轮轮齿小端端过早损损坏和疲疲劳损伤伤。另外外，齿面面过宽也也会引起起装配空空间的减减小。但但是齿面面过窄，轮轮齿表面面的耐磨磨性会降降低3.主减速速器螺旋旋锥齿轮轮强度校校核 锥锥齿轮要要安全可可靠地工工作，必必须右足足够的强强度和寿寿命。设设计时，应应根据其其所受载载荷尺尺寸大小小验算其其强度。 齿齿轮地损损坏形式式有很多多，常见见地主要要右齿轮轮折断、齿齿面点蚀蚀及剥落落、齿面面胶合、齿齿面磨损损等。齿齿轮的使使用寿命命除与设设计的正正确与否否有直接接关系外外，在实实际生产产中也往往往是由由于材料料、加工工精度、热热处理、装装配调试试以及使使用条件件不当造造成损坏坏的。正

26、正确的设设计只是是减少或或避免上上述损坏坏地产生生，强度度计算是是检验设设计可靠靠性办法法之一。目目前强度度计算多多是近似似的方法法，在汽汽车工业业中确定定齿轮强强度的主主要依据据是台架架及道路路试验，以以及齿轮轮在实际际使用中中对情况况的判断断，而计计算可作作设计参参考。随随着计算算机技术术在汽车车设计中中的应用用、试验验设备与与技术的的发展，为为有限寿寿命和有有限元计计算方法法创造了了条件，使使计算更更符合实实际使用用情况。 下面是是格里森森齿轮验验算性的的强度计计算方法法：单位齿长上上地圆周周力在汽车工业业地实践践中，主主减速器器齿轮地地表面耐耐磨性常常常用齿齿轮上单单位齿长的圆圆周力来

27、来估算。 式中中 P作作用在齿齿轮上的的圆周力力，N； b从动动齿轮齿齿面宽，mmm； 发动动机为最最大扭矩矩而变速速器为直直接档时时， 式中 d1主主齿轮地地分度圆圆直径，mmm； 代入数数据计算算得：发动机为最最大扭矩矩而变速速器为一一档时， 代入数据计计算得： 故，齿轮单单位齿长长上得圆圆周力符符合安全全要求，通通过验证证！齿轮弯曲强强度计算算螺旋锥齿轮轮的弯曲曲应力强强度计算算公式为为： 主动齿齿轮 从动齿轮 式中 从从齿轮、主主齿轮上上得作用用扭矩，NNm；端面模模数，mmm；主齿轮轮、被齿齿轮齿面面宽，mmm；从动齿齿轮大端端面分度度圆直径径，mmm，在强强度计算算中，假假设载荷荷

28、作用于于齿宽中中点，应应该用齿齿宽中点点处得分分度圆直直径，而而现用大大端分度度圆直径径代入公公式中，进进行运算算，它的的偏差在在综合系系数中予予以修正正； 齿齿根弯曲曲强度和和齿面接接触强度度的过载载系数，对对于汽车车一般取取；齿根根弯曲强强度和齿齿面接触触强度的的尺寸系系数，反反映了材材料性质质得不均均匀性，与与齿轮尺尺寸及热热处理等等因数有有关。当 时时，； 时，； 如作作为计算算接触强强度用得得尺寸系系数，因因零件尺尺寸大小小对接触触强度得得影响不不那么显显著，其其试验数数据目前前还不足足。因此此，除了了个别有有试验数数据的场场合外，通通常取。质质量系数数，它与与齿轮精精度（齿齿行误差

29、差、周节节误差、齿齿圈径向向跳动）及及齿轮分分度圆上上的切线线速度对对齿间载载荷得影影响有关关。接触触好、周周节及同同心度准准确得情情况下，可可取。齿面载载荷分布布系数，跨跨置式结结构；悬悬臂式结结构；支支承刚度度大得取取小值，支支承刚度度没把握握得取大大值。主动齿齿轮和从从动齿轮轮的轮齿齿弯曲强强度综合合系数，由由相关得得图表可可以查取取。 代入入数据计计算得： 故，齿轮弯弯曲强度度符合安安全要求求，通过过验证！(3) 齿齿轮接触触强度计计算 式中中 主动动小齿轮轮的计算算扭矩，NNm； 主动动小齿轮轮的最大大扭矩，NNm；齿齿面宽取取齿轮副副中较小小的一个个，mmm；主动动齿轮分分度圆直直

30、径，mmm；表表面品质质系数，决决定于齿齿面最后后加工得得性质（如如铣齿、研研齿、磨磨齿等）即即表面光光洁度及及表面覆覆盖层的的性质（如如镀铜、磷磷化处理理等）。一一般情况况下，对对于制造造精确得得齿轮可可取=11。综合合弹性系系数，钢钢对钢得得齿轮为为2344。齿面面接触强强度得的的综合系系数，它它反映了了共轭齿齿面的诱诱导半径径，载荷荷作用点点及其在在齿间的的分配、有有效齿面面宽度、应应力集中中系数及及惯性系系数的影影响等，由由相关的的图表可可查取。将数据代入入公式得得：故，齿轮接接触强度度符合安安全要求求，通过过验证！4.主减速速器齿轮轮材料的的选择及及表面热热处理驱动桥锥齿齿轮的工工作

31、条件件是相当当繁重的的，与传传动系的的其它齿齿轮相比比，具有有载荷大大、作用用时间长长、变化化多、有有冲击力力等特点点。它是是传动系系的薄弱弱环节。锥锥齿轮材材料应满满足以下下要求：（1）具有有高的弯弯曲疲劳劳强度和和表面接接触疲劳劳强度，齿齿面具有有高的硬硬度以保保证有高高的耐磨磨性。 （2）轮轮齿芯应应有适当当的韧性性以适应应冲击载载荷，避避免杂冲冲击载荷荷下齿根根折断。 （3）锻锻造性能能、切削削加工性性能及热热处理性性能良好好，热处处理后变变形小或或变形规规律易控控制。 （4）选选择合金金材料时时，尽量量少用镍镍、铬元元素的材材料，而而选用锰锰、钒、硼硼、钛、钼钼、硅等等元素的的合金钢

32、钢。根据以上要要求，我我们选用用的渗碳碳合金钢钢作为驱驱动桥锥锥齿轮的的材料。它的优点是是表面摁摁扣得到到含碳量量较高的的硬化层层（一般般碳的质质量分数数为0.8%-1.22%），具具有相当当高的耐耐磨性和和抗压性性，而芯芯部较软软，具有有良好的的韧性，故故材料的的弯曲强强度、表表面接触触强度和和承受冲冲击的能能力较好好。由于于较低的的含碳量量，使锻锻造性能能和切削削加工性性能较好好。其主主要缺点点是热处处理费用用高，表表面硬化化层以下下的基层层较软，在在承受很很大压力力时可能能产生塑塑性变形形，如果果渗透层层与芯部部的含碳碳量相差差过多，便便会引起起表面硬硬化层剥剥落。为改善新齿齿轮的磨磨合

33、，防防止其在在运动初初期出现现早期的的磨损、擦擦伤、胶胶合或咬咬死，锥锥齿轮在在热处理理及精加加工后，作作厚度为为0.0005-0.0020mmm的磷磷化处理理或镀铜铜、镀锡锡处理。对对齿面进进行应力力喷丸处处理，可可提高225%的的齿轮寿寿命。 在齿轮热处处理时，考考虑到从从动齿轮轮轮齿的的使用频频率比主主动齿轮轮轮齿要要低，为为了均衡衡零件的的使用寿寿命及经经济性，我我们可以以使从动动齿轮的的硬度弱弱小于主主动齿轮轮。主动动齿轮齿齿面硬度度在600HRCC以上，配配对的从从动齿轮轮只需在在5860HHRC之之间。5主减速器器锥齿轮轮支承方方案及轴轴承支承承力计算算1）.主减减速器锥锥齿轮支

34、支承方案案主减速器中中必须保保证主、从从动齿轮轮具有良良好的啮啮合状况况，才能能使它们们很好的的工作。齿齿轮的正正确啮合合，除于于齿轮的的加工质质量、装装配调整整及轴承承、主减减速器壳壳体的刚刚度有关关以外，还还与齿轮轮的支承承刚度密密切相关关。（1）主动动锥齿轮轮的支承承主动锥齿轮轮的支承承形式可可分为悬悬臂式支支承和跨跨臂式支支承两种种。见图图2-11，2-2。图2-1 主齿轮轮悬臂式式支承示示意图图2-1 主齿轮轮跨越式式支承示示意图悬臂式支承承结构的的特点是是在锥齿齿轮大端端一侧采采用较长长的轴颈颈，其上上安装两两个圆锥锥滚子轴轴承。为为了减小小悬臂长长度a和和增加两两支承间间的距离离

35、b，以以改善支支承刚度度，应使使两轴承承圆锥滚滚子的大大端朝外外，使作作用在齿齿轮上离离开锥顶顶的轴向向力由靠靠近齿轮轮的轴承承承受，而而反向轴轴承力则则由另一一轴承承承受。为为了尽可可能的增增加支承承刚度支支承距离离b应大大于2.5倍的的悬臂长长度a，且且应比齿齿轮节圆圆直径的的70%还大，另另外靠近近齿轮的的轴径应应不小于于尺寸aa。为了了方便拆拆装，应应使靠近近齿轮的的轴承的的轴径比比另一轴轴承的支支承轴径径大些。靠靠近齿轮轮的支承承轴承有有时也采采用圆柱柱滚子轴轴承，这这时另一一轴承必必须采用用能承受受双向轴轴向力的的双列圆圆锥滚子子轴承。支支承刚度度除了与与轴承形形式、轴轴径大小小、

36、支承承间距离离和悬臂臂长度有有关以外外，还与与轴承与与轴及轴轴承与座座孔之间间的配合合紧度有有关。悬臂式支承承结构简简单，支支承刚度度较差，用用于传递递转矩较较小的轿轿车、轻轻型货车车的单级级主减速速器及许许多双级级主减速速器中。跨越式支承承得特点点是锥齿齿轮得两两端均用用轴承支支承，这这样布置置增加了了支承刚刚度，同同时又使使轴承负负荷减小小，齿轮轮啮合条条件改善善，因此此齿轮的的承载能能力较悬悬臂式的的高。然然而因主主动齿轮轮和从动动齿轮之之间得空空间很小小，致使使主动齿齿轮小端端处的支支承座和和轴承的的尺寸受受到限制制。增加加了主齿齿轮小端端前支承承，也给给主减速速器壳体体的铸造造及加工

37、工带来困困难。在需要传递递较大扭扭矩情况况下，悬悬臂式支支承难以以满足刚刚度要求求，而壳壳体中的的空间又又允许安安装轴承承的支承承时，才才采用跨跨置式支支承。这里我们设设计的轻轻型乘用用车，故故只需采采用悬臂臂式支承承形式。（2）从动动锥齿轮轮的支承承(图22-3)图2-3 从动齿齿轮跨越越式支承承从动锥齿轮轮的支承承，其支支承刚度度与轴承承的形式式、支承承间的距距离及轴轴承之间间的分布布比例有有关。从从动锥齿齿轮多用用圆锥滚滚子轴承承支承。为为了增加加支承刚刚度，两两轴承的的圆锥滚滚子大端端应向内内，以减减小尺寸寸c+dd。为了了使从动动锥齿轮轮背面的的差速器器壳体处处有足够够的位置置设置加

38、加强肋以以增强支支承稳定定性，cc+d应应不小于于从动锥锥齿轮大大端分度度圆直径径的700%。为为了使载载荷能尽尽量均匀匀分配在在两轴承承上，应应尽量使使尺寸cc等于或或大于尺尺寸d。从动锥齿轮轮得支承承刚度亦亦甚重要要，可用用轴承外外侧的螺螺母予以以调节，使使轴承具具有一定定的预紧紧力,亦亦有在大大锥齿轮轮的背面面装置支支承销以以及从动动锥齿轮轮与差速速器装合合后其支支承座与与桥壳之之间有配配合尺寸寸。这些些措施是是保证从从动齿轮轮的支承承具有足足够的刚刚度。为提高主动动齿轮的的支承刚刚度，将将小齿轮轮轴端锁锁紧螺母母旋紧，给给轴承一一个预紧紧力。在在实践中中对轴承承的预紧紧是为了了消除安安

39、装的原原始间隙隙及磨合合期间该该间隙的的增大。然然而过大大的预紧紧力将会会降低传传动效率率，缩短短轴承的的寿命，还还会导致致轴承发发热而损损坏。通通常轴承承预紧力力的大小小是用轴轴承的摩摩擦力矩矩来衡量量，即在在轴承预预紧后测测量轴承承开始转转动时的的必要力力矩。预预紧后轴轴承摩擦擦力矩的的合理值值应根据据实验确确定。轴承预紧力力的调整整，可通通过两轴轴间精选选垫片厚厚度、精精选支承承套筒宽宽度、轴轴承与轴轴肩之间间安装调调整垫片片等方法法进行。上上面所述述的用精精选支承承套筒和和垫片来来调整轴轴承预紧紧力的过过程中，为为得到适适当的预预紧力，常常要反复复调整多多次。现现在我设设计采用用弹性波

40、波形套筒筒（见图图2-44）来调调整主减减速器主主动锥齿齿轮的轴轴承预紧紧力，这这是一种种调整迅迅速并保保持预紧紧力在一一定范围围内的精精确有效效的方法法。弹性性波形套套是安置置在两轴轴承内圈圈或轴承承与轴肩肩间，其其上又一一波纹区区或其他他容易产产生轴向向变形的的部分，使使其最大大轴向支支承力在在较宽的的轴向变变形幅度度里保持持较小的的范围内内，以满满足轴承承预紧力力保持在在规定范范围内并并使调节节迅速。图2-4 弹性波波形套结结构波形套使用用的材料料是冷拔拔低碳无无缝钢管管，工作作原理是是利用低低碳钢的的塑性变变形，即即当轴承承预紧后后，波形形套是在在超过弹弹性极限限的状态态下工作作的，如

41、如下图所所示。若若A点为为流动点点，则零零件的工工作必须须在A点点以后。由由于利用用波形套套的塑性性变形，因因此每拆拆一次，套套的一端端就加一一薄的垫垫圈，以以使波形形套工作作时再次次处于流流动状态态。一个个新的波波形套只只能拆装装34次就就会因流流动点过过分降低低而使轴轴承夹紧紧力太小小而报废废，此时时必须更更换新套套，这也也是波形形套的主主要缺点点，但好好在其成成本不高高。 弹性波形套套力学特特性图波形套夹紧紧力与尺尺寸间的的关系：夹紧力力可用下下列公式式来确定定式中 tt波形套套的厚度度，mmm。 d波波形套内内径，mmm；在汽车使用用上的经经验表面面最大夹夹紧力设设计时应应取49900

42、00-7660000N。主减速器齿齿轮支承承力锥齿轮上的的力动力装置驱驱动圆弧弧螺旋锥锥齿轮的的小齿轮轮，由小小齿轮带带动从动动大齿轮轮。在工工作齿面面上有一一法向力力。它分分解成三三个方向向的分力力：一个个沿齿轮轮的切线线方向称称为切向向力或圆圆周力，一一个沿齿齿轮轴线线方向的的称为轴轴向力，另另一个与与齿轮轴轴垂直的的称为径径向力。齿齿轮的法法向力与与作用在在齿面宽宽中点处处的圆周周力有关关。 对于圆锥锥齿轮副副来说，作作用在主主动、从从动齿轮轮上的圆圆周力大大小是一一样的，方方向相反反；主动动齿轮径径向力与与从动齿齿轮轴向向力大小小相等，方方向相反反；同样样，主动动齿轮轴轴向力与与从动齿

43、齿轮径向向力大小小相等，方方向相反反。见图图2-55所示：图2-5 主、从从动齿轮轮受力图图齿面宽中点点处的圆圆周力： 为确定齿面面宽中点点处的圆圆周力，首首先要计计算处从从动齿轮轮齿面宽宽中点处处的分度度圆直径径 因为为 于是是 所以 = 2 * GB3 主动齿轮轮的轴向向力和从从动齿轮轮径向力力：主动齿轮逆逆时针转转动时（汽汽车前进进）： =- =2662999.8NN主动齿轮顺顺时针转转动时（汽汽车倒退退）： =- =2005000.3NN = 2 * GB3 从动齿轮轮的轴向向力和主主动齿轮轮径向力力： 主动齿齿轮逆时时针转动动时（汽汽车前进进）： =- =1002788.4NN主动齿

44、轮顺顺时针转转动时（汽汽车倒退退）： =- =1994177.4NN计算结果如如果轴向向力是正正值表明明力的方方向离开开圆锥顶顶点；负负值表明明轴向力力方向指指向顶点点。径向向力是正正值表明明径向力力使该齿齿轮离开开相配齿齿轮，负负值表明明径向力力使该齿齿轮趋向向相配齿齿轮。(2)轴承承上的支支反力 当主主减速器器的齿轮轮尺寸及及轴承位位置确定定后，即即计算出出螺旋锥锥齿轮上上的作用用力后，由由此求出出轴承上上的支反反力。 轴承上上的受力力见下表表：轴承号力的名称公 式计 算 结结 果A径向力149344.5NN轴向力262999.8NNB径向力102577.6NN轴向力00C径向力17289

45、9.1NN轴向力194177.4NND径向力246588.5NN轴向力00表中：a=75mmm, b=37.5mmm, cc=800mm，d=106.5mm。a,b,cc,d各各个尺寸寸位置下下图所示示：3）主动齿齿轮轴和和从动齿齿轮轴及及轴承的的确定 = 1 * GB3 主动齿轮轮轴的直直径计算算结合主动齿齿轮分度度圆直径径及A、BB轴承受受力情况况，齿轮轮轴取值值尽量大大，故前前轴颈，后轴轴颈，在机机械设计计手册中中选择圆圆锥滚子子轴承3303006和3303007 = 2 * GB3 从动齿轮轮轴（差差速器壳壳端轴）的的直径计计算 取取，选用用圆锥滚滚子轴承承302211（四）主主减速器

46、器结构设设计进行结构设设计时，必必须与制制造和使使用修理理密切结结合起来来。结构构设计时时如对结结构细节节考虑不不周，它它会严重重影响产产品的性性能与质质量。主减速器齿齿轮外形形设计任何齿轮加加工质量量的好坏坏，在很很大程度度上决定定于齿轮轮外形设设计，所所以设计计时必须须考虑影影响齿轮轮加工质质量、经经济效果果等的重重要因素素。所设设计的齿齿轮应当当避免产产生过大大的应力力集中和和引起的的严重变变形。跨越式小齿齿轮设有有前轴颈颈以便安安装前轴轴承，如如果齿数数选得少少则齿根根圆直径径也小，而而轴颈却却需要一一定的尺尺寸，这这时需要要注意在在小齿轮轮设计时时必须避避免刀具具干涉，而而把轴颈颈切

47、掉。因因此，轴轴颈必须须为刀具具提供间间隙。轴承座前端端有一段段螺纹，用用来锁定定轴承及及凸缘，其其固定方方法是要要使齿轮轮在作用用轴向力力时，螺螺栓不承承受拉伸伸力。为为了防止止螺栓螺螺母松动动，应采采取取措措施将其其锁住如如用锁紧紧垫片、用用开口销销螺母锁锁紧，而而螺栓则则由齿轮轮凸台的的边缘予予以止动动。齿轮轮装在凸凸缘上时时，支承承的凸缘缘应有足足够得刚刚度。所所以差速速器壳前前盖上一一般有增增强刚度度而置的的加强筋筋，其筋筋一般不不少于六六条。（2）锥齿齿轮调整整为保证锥齿齿轮副能能正常啮啮合，于于齿轮装装配后，对对齿轮副副需要检检验调整整，以保保证齿轮轮副的啮啮合痕迹迹正常。为为此

48、，在在设计时时应考虑虑齿轮的的调整装装置，本本设计中中，主齿齿轮通过过两处调调整垫片片和弹性性波形套套以及大大螺母综综合调整整，调整整好后，将将螺母垫垫片打进进轴颈槽槽（事先先加工好好得槽）锁锁死；从从动齿轮轮得调整整是要利利用其支支承轴承承外侧的的垫片和和调整螺螺母进行行调整。调调整完后后，用锁锁片锁死死。（3）润滑滑主减速齿轮轮，差速速器和轴轴承都要要进行润润滑。为防止主减减速器和和轴壳内内由于温温度高使使壳内部部气压加加大而引引起漏油油，常在在主减速速器上装装有通气气塞，通通气塞得得位置应应比较隐隐蔽而不不易为油油溅及处处。加油孔应设设在加油油方便的的地方，油油孔位置置应使油油面的高高度

49、位置置。放油孔的位位置应设设在轴壳壳的最低低点，以以便在换换油时能能把油放放尽。但但是也不不能把油油塞突处处轴壳点点太多，这这样在汽汽车通过过障碍时时，油塞塞极易碰碰落，从从而齿轮轮，轴承承和差速速器等由由于缺油油而烧损损。对于主动锥锥轮轴上上的后轴轴承的润润滑应特特别注意意，该轴轴承距齿齿轮较远远是无法法采用飞飞溅润滑滑的，为为使后轴轴承润滑滑，需要要设法引引润滑油油到达轴轴承处，于于是常在在从动齿齿轮的前前端近小小齿轮处处的主减减速器壳壳体上设设有油道道，使油油道直通通后轴承承，靠齿齿轮飞溅溅出来的的油，流流入似油油杯的油油口，使使润滑油油流到后后轴承处处，最后后一个锥锥滚子轴轴承的锥锥顶

50、朝外外，它起起着向外外泵油的的作用，所所以在主主动小齿齿轮的外外轴承的的外面要要有回油油道，把把油回到到轴壳，以以保护油油封不被被破环。要有足够的的润滑油油能流进进差速器器以保证证一切接接触表面面的润滑滑。（4）提高高从动齿齿轮支承承刚度措措施承受大负荷荷的主减减速器中中，有时时从动齿齿轮的尺尺寸较大大，为提提高从动动从轮的的刚度，有有些是在在齿轮背背后设有有承推销销。在齿齿轮没有有负荷的的时候，承承推销与与齿轮背背平面间间的间隙隙一般为为0.225mmm，可根根据实际际情况调调节。在在本车中中，相对对来说从从动齿轮轮负荷不不是很大大，故无无须采用用承推销销装置。三、差速器器及半轴轴设计（一）

51、 差差速器的的功能原原理汽车在行使使过程中中，左、右右车轮在在同一时时间内所所滚过的的路程往往往是不不平等的的，如转转弯时内内侧车轮轮行程比比外侧车车轮短；左右两两轮胎内内的气压压不等、胎胎面磨损损不均匀匀、两车车轮上的的负荷不不均匀而而引起车车轮滚动动半径不不相等；左右车车轮接触触的路面面条件不不同，行行使阻力力不等等等。这样样，如果果驱动桥桥的左、右右车轮刚刚性连接接，则不不论转弯弯行使或或直线行行使，均均会引起起车轮在在路面上上的滑移移或滑转转，一方方面加剧剧轮胎磨磨损、功功率和燃燃料消耗耗，另一一方面会会使转向向沉重，通通过性和和操纵稳稳定性变变坏。为为此，在在驱动桥桥的左、右右车轮间

52、间都装有有轮间差差速器。差差速器用用来在两两输出轴轴间分配配转矩，并并保证两两输出轴轴有可能能以不同同角速度度转动。差速器有很很多种类类，包括括对称锥锥齿轮式式差速器器、滑块块凸轮式式差速器器、蜗轮轮式差速速器、牙牙嵌式自自由轮差差速器等等等。其其中，锥锥齿轮式式差速器器又包括括普通锥锥齿轮式式差速器器、摩擦擦片式差差速器、强强制锁止止式差速速器。目目前汽车车常采用用的差速速器有三三种不同同的结构构形式：1.是是普通的的伞齿轮轮差速器器，简称称普通差差速器：2.是是防滑自自锁差速速器，又又称NOOSPIIN差速速器：33.是有有限打滑滑差速器器，又称称POSSITORRQ差速速器，或或限力矩矩

53、差速器器，或防防滑差速速器。这这三种差差速器的的结构，原原理，特特性是不不同的，适适用范围围也有差差别，因因此根据据我们设设计的桥桥的工作作要求及及经济性性，我们们采用了了普通差差速器这这种结构构设计。 普通通差速器器主要是是由行星星齿轮轴轴，半轴轴齿轮，行行星齿轮轮，差速速器左，右右半壳等等组成，动动力由从从动齿轮轮输入，半半轴齿轮轮输出，通通过半轴轴传递到到轮边，带带动车轮轮转动。其工作原理理如图33-1所所示： 当n=0时时（即行行星轮不不自转），差差速器作作整体回回转，车车辆作直直线运行行，转速速为n，当当车辆右右转弯时时，n不不等于00时，即即行星轮轮以转速速n自转转。它将将加快半半

54、轴齿轮轮1的转转速。同同时又使使半轴齿齿轮2转转速减慢慢。此时时半轴齿齿轮1增增高的转转速为nn，半轴轴齿轮22减低的的转速为为n，即即图3-1、 差速器器工作原原理图n=n+ nn= n- n由于Z1=Z2，故故n+nn=2nn。从上上述可知知，可实实现左，右右半轴齿齿轮转速速不相等等，其转转速差为为n-n=22 n。从从而实现现左，右右两车轮轮差速，减减少轮胎胎的磨损损。 假设左左，右车车轮由于于转弯或或者其他他原因引引起左，右右车轮切切线方向向产生一一个附加加阻力P，它它们方向向相反。以以P表示示行星轮轮轴上作作用力，则则左，右右半轴齿齿轮给行行星齿轮轮的反作作用力为为P/22，两半半轴

55、齿轮轮r相同同，则传传递给左左，右半半轴的扭扭矩均为为Pr/2。故故直线行行驶时左左，右驱驱动轮扭扭矩相等等（r为为半轴齿齿轮的半半径）。当机械转弯弯时，行行星轮随随着差速速器内的的行星轮轮轴公转转外，同同时还绕绕其自身身轴自转转。使他他转动的的力矩为为2Pr11（r为为行星齿齿轮半径径），慢慢慢的附附加阻力力P和PP/2。而而快侧P与PP/2方方向相反反，故慢慢侧所受受的扭矩矩大，快快侧所受受的扭矩矩小。即即： M=（PP/2-P）rr M=（PP/2+P）rr若以2PPr=MM 表示示差速器器内摩擦擦力矩，以以Pr=M表示示差速器器传递的的扭矩，则则：M+ M= MM- M= M由上面的分

56、分析可知知，如果果不计摩摩擦力矩矩，即MM=0，则则M= M，故故可以认认为动锥锥齿轮的的扭矩平平均分给给左，右右半轴，如如果考虑虑到内摩摩擦，则则快侧车车轮力矩矩下，慢慢车轮力力矩大，在在普通差差速器中中，内摩摩擦较小小，M/（M+ M）=0.55500.6，这这就是普普通差速速器“差速不不差扭”的传扭扭特性。 普普通差速速器的“差速不不差扭”的传扭扭特性，会会给机械械行驶带带来不利利的影响响，如一一车轮陷陷入泥泞泞时，由由于附着着立不够够，就会会发生打打滑。这这时另外外一个车车轮不但但不会增增加，反反而会减减少到与与此车轮轮一样，致致使整机机的牵引引力大大大减少。如如果牵引引力不能能克服行

57、行驶阻力力，此时时打滑的的车轮以以两倍于于差速器器壳的转转速转动动，而另另外一侧侧不转动动，此时时整机停停留不前前。（二）三种种差速器器的性能能比较1.牵引特特性在相同的的的工况下下，由于于使用的的差速器器不同而而汽车的的牵引特特性不同同，其中中以NOOSPIIN差速速器为最最好，带带弹簧的的有限打打滑差速速器次之之，标准准的差速速器最差差。需要要指出的的是，如如果有一一个轮胎胎打滑或或者悬空空，对NNOSPIIN差速速器来说说，打滑滑或者悬悬空的轮轮胎不传传递扭矩矩，那么么全部的的扭矩就就由另外外一个不不打滑不不悬空的的这个轮轮子承受受，这无无疑增加加传递该该负荷所所有机械械元件（如如半轴、

58、半半轴花键键及相关关的元件件）的负负荷，因因此这是是在选型型或设计计差速器器时要特特别注意意的地方方。2.动力特特性汽车的动力力特性是是表示汽汽车以各各档速度度行驶时时所达到到的最高高行驶速速度，加加速性能能和爬坡坡能力。它它在很大大程度上上决定了了汽车的的生产率率。一般般用动力力因素DD来评价价机械的的动力性性能。 DD=fccos+siin+式中 f滚动阻阻力系数数； 坡道角角； 回转质质量换算算系数； gg重力力加速度度m/ss；机械械行驶加加速度mm/s；D=（F-F）/G式中 FF驱驱动力（牵牵引力）； FF空气气阻力； GG汽车车的使用用重量。 从上面分析析可知，在在最不利利的使用

59、用情况下下，NOOSPIIN差速速器牵引引性能、动动力因素素、加速速性能、爬爬坡能力力最好，带带有弹簧簧的有限限差速器器次之，标标准差速速器最差差。因而而有NOOSPIIN差速速器的汽汽车及其其动力性性能最好好，有限限打滑差差速器次次之，标标准差速速器最差差。受力状况当NOPPSINN差速器器起差速速作用时时，传递递给整个个驱动桥桥的扭矩矩便全部部传给一一侧半轴轴，只有有当脱开开传动的的轮子转转速降到到不大于于慢转侧侧轮子后后，动力力又均匀匀地分配配到两侧侧半轴上上。而普普通差速速器动力力始终是是平均分分配。这这样从动动轮后续续传动零零件（包包括半轴轴和花键键联接）的的受力状状况显然然后者比比

60、前者要要好。尤尤其在频频繁交替替动作的的情况下下（如连连续的左左转弯、右右转弯）NNOSPIIN差速速器左右右离合器器时断时时续，引引起车轮轮装置载载荷的不不均匀，因因而受到到强烈的的冲击。因因此，对对于同样样使用条条件的汽汽车，若若使用NNOSPIIN差速速器，其其驱动桥桥半轴应应该有较较高的承承载能力力。对于于带弹簧簧的有限限打滑差差速器的的受力状状况处于于上述两两者之间间。 4.轮胎的的磨损从上面的分分析可以以知道，对对普通差差速器来来说，如如果一侧侧驱动桥桥陷入泥泥坑因附附着力不不够而产产生滑转转，另外外一侧的的好路面面上的驱驱动轮也也不能使使汽车驶驶出泥坑坑而前进进，这是是因为普普通