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目录第1章 绪论11.1设计的目的11.2主减速器的分类11.3设计要求及参数1第2章 主减速器的设计32.1主减速器的结构型式32.1.1齿轮的类型42.1.2主动齿轮安装结构62.1.3从动齿轮安装结构72.2主减速器的设计参数与计算72.2.1载荷的确定72.2.2基本参数的确定102.2.3齿轮的设计计算132.2.4齿轮的强度计算202.2.5齿轮的材料及热处理252.3轴承的选择252.3.1转矩252.3.2轴向力与径向力计算262.3.3轴承载荷的计算及轴承的选型27第3章 差速器的设计323.1差速器的结构形式323.2差速器工作原理343.3差速器的结构形式353.4差速器的设计计算353.4.1基本参数的选择353.4.2齿轮的参数计算373.4.3齿轮的强度计算39结 论41参考文献42致谢43II第1章 绪论1.1 设计的目的主减速器是驱动桥的重要组成部分，其性能直接关系到车辆的动力和经济性。 随着科学技术的发展，主减速机将得到进一步发展。 因此，主减速器的研究可以极大地促进中国汽车产业的发展，同时也为汽车行业做出更大的贡献。1.2 主减速器的分类如今主减速器种类很多，包括单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。现在大部分的主减速器采用螺旋锥齿轮和单级双曲面齿轮的。1.3 设计要求及参数本设计是基于5t的轻型载货汽车的主减速器参数进行设计，主要设计的内容有：主减速器的齿轮类型、主减速器的减速形式、主减速器主动齿轮和从动锥齿轮的支承形式、主减速器计算载荷的确定、主减速器基本参数的选择、主减速器齿轮的材料及热处理、主减速器轴承的计算、对称式圆锥行星齿轮差速器的结构、对称式圆锥行星齿轮差速器的设计、全浮式半轴计算载荷的确定、全浮式半轴的直径的选择等。第2章 主减速器的设计2.1 主减速器的结构型式根据齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的放置方法不一样，主减速器的结构形式不同。主减速器的减速型式一般分为单双级减速、双速减速、单双级贯通、主减速和轮边减速等。(1)单级主减速器如图2.1所示为单级主减速器。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时可取=2.0； （2.2）汽车满载时的总重量取5490 ；所以由式（2.2）得： 0.195 =33.4516 即0 所以=1.0该汽车的驱动桥数目在此取1；传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9。根据以上参数可以由(2.1）得：=6625（2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （2.3）式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此取32550N，此数据此参考解放CA1051轻型载货汽车； 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；在此取=0.85；车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为7.50-16，滚动半径为 0.394m； ，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取0.9，由于没有轮边减速器取1.0。所以由公式（2.3）得:=12112（3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定： （2.4）式中：汽车满载时的总重量，取54900N;所牵引的挂车满载时总重量，N，但仅用于牵引车的计算；道路滚动阻力系数，载货汽车可取0.0150.020；在此取0.018； 汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取0.050.09在此取0.07；汽车的性能系数在此取0；，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取0.9，由于没有轮边减速器取1.0；该汽车的驱动桥数目在此取1； 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为7.50-16，滚动半径为 0.394m。所以由式（2.4）得： =21152.2.2 基本参数的确定（1）主、从动锥齿轮齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，之间应避免有公约数；为了保证齿面重合度、轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应大于等于40；一般不小于6，这样才可以保证齿轮啮合完全；主传动比较大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙；对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。 （2）从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙，减小又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。可根据经验公式初选，即 （2.5）直径系数，一般取13.016.0；从动锥齿轮的计算转矩为和中的较小者取其值为6221；由式（2.5）得： =（13.016.0）=（239.09294.27）；初选=260 则齿轮端面模数=/=260/35=7.43=357.43=260.05（3）主，从动齿轮齿面宽的选择。有有时齿面太宽，不能提高齿轮的强度和使用寿命。 相反，齿轮啮合会增加集中的应力，这将大大缩短工具的使用寿命。 同时，安装错误，安装错误和热处理会导致过早的损坏和疲劳损坏。 但是，如果齿面太窄，齿的耐磨性和强度会降低，因此选择合适的齿宽也很重要。 另外,根据双曲面齿轮的几何特性可知,双曲面小齿轮与大齿轮相比其齿面宽要较大。一般取大齿轮齿面宽=0.155=0.155260.05=38.09mm，小齿轮齿面宽=1.1=1.138.09=41.90mm（4）小齿轮偏移距及偏移方向的选择载卡车主减速器的E值必须小于变速器齿距的20，否则E值为D值1012，通常小于12。 传动比与E值成正比，偏移量E可以达到从动齿轮节圆直径的20至30。 但是当E为20干燥时，检查是否有根部切割。E=(0.10.12) =(0.10.12)260.05=26.0131.20mm初选E=30mm a b c d图2.7 双曲面齿轮的偏移方式双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种，如图2.7所示：主齿轮相对从动轮向上，则是上偏移；主齿轮相对从动轮向下，则是下偏移。本减速器采用下偏移。（5）螺旋角的选择双双曲线齿轮的螺旋角是基于圆锥齿轮线的变化。 齿大端的螺旋角最大，反之最小。 齿宽中点处的螺旋角称为齿轮的中点螺旋角。 对于双曲线齿轮传动装置，由于主动齿轮相对于从动齿轮的偏移，主动齿轮和从动齿轮中间的螺旋角度不相等。 而且，驱动齿轮的螺旋角较大，从动齿轮的螺旋角较小。 选时应考虑它对齿面重合度，轮齿强度和轴向力大小的影响，越大，则也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，应不小于1.25，在1.52.0时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。 汽车主减速器双曲面齿轮大小齿轮中点处的平均螺旋角多为3540。主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选:=+ （2.6）-主动轮中点处的螺旋角，mm；，主、从动轮齿数；分别为8，35；双曲面齿轮偏移距, 30mm；从动轮节圆直径，260.05mm；由式（2.6）得:=+=45.84从动齿轮中点螺旋角可按下式初选:双曲面齿轮传动偏移角的近似值；双曲面从动齿轮齿面宽为38.09mm；=-=45.84-=34.23、从动齿轮和主动齿轮中点处的螺旋角。平均螺旋角=40.04。（6）螺旋方向的选择。图2.8 双曲面齿轮的螺旋方向及轴向推力 主动伞齿轮和从动伞齿轮的转动是相反的。 如图2.8所示，轴向力的方向受螺旋方向和双曲线齿轮的影响。 当变速器处于前进档位时，主动锥齿轮的轴向力偏离锥体，主，从动齿轮分离，防止齿轮损坏。 因此，主动锥齿轮从锥顶部逆时针旋转，反之亦然。（7）法向压力角 加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降，对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽车选用2230或20的平均压力角，在此选用20的平均压力角。2.2.3 齿轮的设计计算（1）大齿轮齿顶角与齿根角图2.9（a）标准收缩齿和 （b）双重收缩齿标准收缩齿、双重收缩齿的使用依据现场而定。双重收缩齿的优点在于能提高小齿轮粗切工序的效率。双重收缩齿的轮齿参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把使用上最大的刀顶距的粗切刀，切出沿齿面宽方向正确的齿厚收缩来。当大齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的，不是这种情况而要采用双重收缩齿，齿高的急剧收缩将使小端的齿轮又短又粗。标准收缩齿在其齿高方向的收缩性好，有可能齿厚收缩过多，造成刀顶距太小。可用倾锥根母线、选用刀盘合适半径进行优化，即可改善。为了得到良好的收缩齿，大齿轮齿顶角和齿根角,按照以下方法进行计算。用标准收缩齿公式来计算及 （2.6） （2.7） （2.8） （2.9） （2.10） （2.11） （2.12） （2.13） （2.14）由（2.6）与（2.14）联立可得: （2.15） （2.16） （2.17） （2.18） （2.19）式中： ,小齿轮和大齿轮的齿数；大齿轮的最大分度圆直径,已算出为260.05mm；大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径；在节锥平面内大齿轮齿面宽中点锥距mm；大齿轮齿面宽中点处的齿工作高；大齿轮齿顶高系数取0.15；大齿轮齿宽中点处的齿顶高；大齿轮齿宽中点处的齿跟高；大齿轮齿面宽中点处的螺旋角；大齿轮的节锥角；齿深系数取3.7；从动齿轮齿面宽。所以： 43.820.73 计算标准收缩齿齿顶角与齿根角之和。 （2.20） （2.21） （2.22） （2.23）由式（2.19）与（2.23）联立可得: （2.24） 刀盘名义半径,按表选取为114.30mm 轮齿收缩系数 当为正数时,为倾根锥母线收缩齿，应按倾根锥母线收缩齿重新计算及。按倾根锥母线收缩齿再次计算大齿轮齿顶角及齿跟角。 （2.25） （2.26） （2.27） （2.28） 由式（2.25）与（2.25）联立可得: （2.29） （2.30）大齿轮齿顶高系数取0.15倾根锥母线收缩齿齿根角齿顶角之和（2）大齿轮齿顶高 （2.30） （2.31）大齿轮节锥距.由式（2.30），（2.31）得：（3）大齿轮齿跟高. （2.32）大齿轮齿宽中点处齿跟高由式（2.32）得：（4）径向间隙（5）大齿轮齿全高（6）大齿轮齿工作高（7）大齿轮的面锥角（8）大齿轮的根锥角（9）大齿轮外圆直径（10）小齿轮面锥角（11）小齿轮的根锥角（12）小齿轮的齿顶高和齿根高齿顶高:齿根高； 表2.2 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸参数表5序 号项 目符号数值1主动齿轮齿数82从动齿轮齿数353端面模数7.43 mm4主动齿轮齿面宽41.90 mm5从动齿轮齿面宽38.09 mm6主动齿轮节圆直径59.43 mm7从动齿轮节圆直径260.05mm2.2.4 齿轮的强度计算1齿轮的损坏形式及寿命齿轮的损坏形式有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。具体影响因素如下: （1）轮齿折断主要分为疲劳折断及过载折断。 1）疲劳断裂：在长期工作条件下，齿根始终处于应力集中，超过材料极限载荷时在齿根产生裂纹。 随着时间的推移，裂纹会扩大，最后整颗牙齿都会破裂。 由于断口逐渐增大，断口表面不断摩擦，形成一个明亮的端面，这是疲劳断裂的特征。2）超载突破：工作过程中由于不合理或不合格的材料要求超过允许的强度范围而造成的一次突然中断。 断面粗糙，新的部分过载。为了防止齿轮断裂，齿轮的材料应具有足够的强度和热处理以提高硬度。（2）齿面的点蚀及剥落 齿表面疲劳点蚀和剥落主要是由于表面接触强度不足造成的。点蚀：由齿轮表面反复高压接触引起的表面疲劳。它通常始于小齿轮圆下面的根部区域，小齿表面裂缝发展成浅坑，称为点腐蚀。它通常首先在几颗牙齿上生产。当齿轮继续工作时，它会逐渐扩大。在最后阶段，齿轮会很快损坏或破裂。齿面剥落：在渗碳等硬化齿表面，沿齿宽方向形成凹痕较深的凹痕。坑壁从牙齿表面陡峭地下沉。齿面剥落的主要原因是表层强度不够。当渗碳装置的热处理使得渗碳层中的碳含量梯度过陡时，由渗碳层的一部分形成的硬表皮也将从齿轮的中心剥离。（3）齿面胶合 因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。它多出现在齿顶附近，减小胶合现象的方法是改善润滑条件等。（4）齿面磨损 这是轮齿齿面相互滑动，啮合过程中相互摩擦的自然现象。但是严禁在齿轮传动中的入的杂物，像未清除的型砂、颗粒等，这样造成的磨损比较严重。维护的办法是：定期更换润滑油并进行清洗。2.主减速器双曲面齿轮的强度计算（1） 单位齿长上的圆周力在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即 Nmm (2.33)式中：P作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩 两种载荷工况进行计算，N； 从动齿轮的齿面宽，在此取38.09mm. 按发动机最大转矩计算时 Nmm （2.34）式中： 发动机输出的最大转矩，在此取300； 变速器的传动比在此取4.3； 主动齿轮节圆直径，在此取59.43mm；按式（2.34）得： Nmm在现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的20%25%。经验算以上数据在许用范围内。（2）轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为 N/ （2.35） 式中：该齿轮的计算转矩，Nm,Nm; 超载系数；在此取1.0;尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关， 当时，在此0.829载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，1.001.10式式支承时取1.101.25。支承刚度大时取最小值;质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向跳动精度高时，可取1.0; 计算齿轮的齿面宽38.09mm;计算齿轮的齿数8;端面模7.43mm;计算弯曲应力的综合系数（或几何系数），它综合考虑了齿形系数、 载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。参照图2.10取=0.28图2.10 计算用弯曲综合系数按Nm计算疲劳弯曲应力135 N/ 210 N/ 按 Nm计算疲劳弯曲应力479 N/ 700 N/所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。 (3) 轮齿的表面接触强度计算锥齿轮的齿面接触应力为 N/ (2.36)式中：主动齿轮的计算转矩；材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6/mm; ，见式(2.35)下的说明; 尺寸系数，考虑齿轮的尺寸对其淬透性的影响，取1.0; 表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质，取1.0; 计算接触应力的综合系数（或称几何系数）。它综合考虑了啮合齿面的相对曲率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响，按图2.11选取=0.17。图2.11 接触计算用综合系数按计算：=2027 2800N/按计算：=1109 1750N/2.2.5 齿轮的材料及热处理驱动桥锥齿轮的工作环境不好。其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。因此驱动桥齿轮的材料应该做到以下几方面：a.具有较高的疲劳弯曲强度、耐磨性、硬度；b.轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断c.钢材热加工型性好，变形量小； d.选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。汽车主减速器用的螺旋锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。在此，齿轮采用的材料为20CrMnTi用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到5864HRC，而心部硬度较低，当端面模数8时为2945HRC11。为防止新齿轮在运行过程中产生胶合、咬死或擦伤问题，圆锥齿轮的传动副在热处理及经加工后则需要进行0.0050.0100.020mm的磷化处理或镀铜。为提高齿面的寿命，可以对其进行喷丸处理；为了提高其耐磨性，可以进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可以显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生5。2.3 轴承的选择2.3.1 转矩在工作过程中，锥齿轮有一个作用于啮合齿面的法向力。 法向力可分解为沿着齿轮的切线方向的周向力，沿齿轮轴线的轴向力和垂直于齿轮轴线的径向力。为了计算作用在齿轮上的圆周力，首先需要确定计算出的扭矩。 实践表明，轴承的主要损伤形式是疲劳损伤，所以应根据等效的转矩输入进行计算。 通过按压可计算出主减速器主动锥齿轮上的等效转矩。: (2.37)式中：发动机最大转矩，在此取300Nm；，变速器在各挡的使用率，可参考表表2.4选取；，变速器各挡的传动比； ，变速器在各挡时的发动机的利用率。经计算为261主动齿轮齿宽中点处的分度圆直径mm2.3.2 轴向力与径向力计算图2.12 主动锥齿轮齿面的受力图如图3.1，主动锥齿轮的螺旋方向是左旋的，旋转方向与锥顶相反。 F是锥面上面宽中点A处的法向力。 在A点螺旋方向的法向平面上，F被分解为两个相互垂直的力F和F，垂直于OA，位于OOA的平面内，位于OA的切线上。 锥体在飞机上被切断。 在这个平面上，它可以分为沿切线方向的圆周力F和沿圆形方向的力。 F与螺旋角之间的角度为F，两者之间的角度为法向压力角。这样就有： （2.39） （2.40） （2.41）于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为 （2.42） （2.43）由式（2.42）可计算 10.80KN由式（2.43）可计算=2.06KN2.3.3 轴承载荷的计算及轴承的选型轴承的轴向载荷就是之前我们所说的齿轮轴向力。轴承的径向载荷则是上述齿轮的径向力，圆周力及轴向力这三者向量和。当主减速器的齿轮尺寸，支承形式和轴承位置已确定，则可计算出轴承的径向载荷7。对于采用悬臂式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承载荷，如图2.13所示。图2.13 主减速器轴承的布置尺寸(1)主动齿轮轴承的选择初选 a=65,b=40轴承A，B的径向载荷分别为 （2.44） （2.45）已知 =10.80KN，=2.06KN，a=65mm,b=40mm, 所以由式（2.44）和（2.45）得:轴承A的径向力 轴承B的径向力KN轴承A，B的径向载荷分别为 KN 对于轴承A，承受轴向载荷和径向载荷所以采用圆锥滚子轴承，所承受的当量动载荷Q=XR+YA Q当量动载荷 X径向系数 Y轴向系数 此时X=0.4，Y=1.96所以Q=16.830.4+10.81.9=27.25根据公式： (2.46)式中: 为温度系数，在此取1.0;为载荷系数，在此取1.2寿命指数，取=所以=2.70310s假设汽车行驶十万公里大修，对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的主动锥齿轮轴承的计算转速为 (2.47)式中： 轮胎的滚动半径为390mm n轴承计算转速 汽车的平均行驶速度取35km/h。所以有上式可得=238.72 r/min所以轴承能工作的额定轴承寿命： h (2.48) 式中: 轴承的计算转速，r/min。由上式可得轴承A的使用寿命代入公式(2.46)得 C=97.86KNA轴承选 32307 GB/T 297-946对于轴承B，承受径向载荷和径向载荷所以采用圆锥滚子轴承，所承受的当量动载荷Q=XR+YA Q当量动载荷 X径向系数 Y轴向系数 Q=7.02KN根据公式(2.46)得 C=25.66KNB轴承选 30208 GB/T 297-946（2）从动齿轮轴承的选择初选c=75mm,d=85mm.KN从动齿轮轴向力 (2.49)从动齿轮中点螺旋角，其值为34.23；从动齿轮根锥角，其值为70.78。KN从动齿轮径向力 KN从动轮齿宽中点处分度圆直径mm对于轴承C,径向力 (2.50)KN轴向力当量动载荷 Q=XR=YA 其中e=0.36此时X=1,Y=0, 所以Q=9.42KN。根据公式(2-46)得： C=28.56KN选取30210圆锥滚子轴承6。对于轴承D,径向力 (2.51)KN轴向力FAc=0当量动载荷 Q=XR=YA e=0.36此时X=1,Y=0, 所以Q=6.47KN。根据公式(2.46)得 C=24.52KN轴承D选取30210圆锥滚子轴承6。第3章 差速器的设计3.1 差速器的结构形式汽汽车的左右轮同时不同。 例如，车削内外之间的距离明显不同。 例如，两轮的状态是不同的，例如轮胎压力，路况，环境等。 如果驱动桥的左右轮是刚性连接的，则肯定驱动轮在行驶过程中会在道路上滑动，这会加剧汽车轮胎的磨损。 为了避免这些问题，在左右驱动轮之间安装车轮差速器以确保车辆在行驶期间的差速。差速器一般有以下几种类型。（1）对称式圆锥行星齿轮差速器图3.1 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器图3.1所示，常见的对称圆锥行星齿轮差速器由差速器的左右壳体，2.5轴齿轮，4行星齿轮（少数汽车使用3个行星齿轮，小型和微型汽车使用2个行星齿轮）组成， 和行星齿轮轴（与4个行星齿轮的许多差速器），半轴齿轮和行星齿轮。 车轮垫圈等。 由于其结构简单，运行平稳，适用于各种高速公路的汽车，公交车和卡车。 （2）强制锁止式防滑差速器 图3.2 强制锁止式防滑差速器如图3.2所示，其在普通的圆锥齿轮差速器上加装差速锁，在行驶必要时将差速器锁住。汽车在好的路面行驶，差速器的锁止机构应该打开，否则与无差速器一样的效果。（3）自锁式差速器为为了避免强制闭锁差速器的缺点，设计开发了一种自锁差速器，其主要参数是闭锁系数。 锁定系数的确定对转向控制的方便性，传动系统的驱动和负载的稳定性有很大的影响。 为了保持车辆的整体性能，应正确选择锁定系统值。因为本车属于轻型载货汽车，主要在较好的路面上行驶，所以使用对称式圆锥行星齿轮差速器。3.2 差速器工作原理图3.3 差速器差速原理如图3.4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。又与动齿轮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3.4），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3.4），啮合点A的圆周速度为=+，啮合点B的圆周速度为=-。于是+=（+）+(-)即 + =2 （3.1） 若角速度以每分钟转数表示，则 （3.2）3.3 差速器的结构形式对称式圆锥齿轮差速器通常由差速器，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，等组成。如图3-2所示。因其结构简单、工作平稳、因此广泛用于各类车辆上。图3.2 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-差速器右半壳3.4 差速器的设计计算在确定主减速器从动齿轮尺寸时，须考虑到差速器的安装。差速器的外尺寸也与从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的有关。3.4.1 基本参数的选择（1）行星齿轮数目的选择 载货汽车采用4个行星齿轮。 （2）行星齿轮球面半径的确定 圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，一般由行星齿轮背面的球面半径确定，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上即差速器圆锥齿轮的节锥距，因此也显示了差速器的强度。 球面半径可按如下的经验公式确定： mm (3.3) 式中：行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99，对于有4个行星齿轮的载货汽车取小值； T计算转矩，取Tce和Tcs的较小值；根据上式=2.7=47.62mm 所以预选其节锥距A=48mm（3）行星齿轮与半轴齿轮的选择使行星齿轮的齿数尽量少有助于获得较大的模数和较高的齿轮强度。但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用1425，通常半轴齿轮与行星齿轮的齿数比z1/z2取1.52.0之间。差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数，之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为： （3.4）式中：，左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，= 行星齿轮数目； 任意整数。在此=11，=20 满足以上要求。（4）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角， =28.81 =90-=61.19 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m m=4.16mm得=45.77mm =4.1620=83.21mm（5）压力角如今，汽车差速器的齿轮基本采用22.5的压力角，齿高系数为0.8。最小齿数可减少到10，在此选22.5的压力角。（6）行星齿轮安装孔的直径及其深度L行星齿轮的安装孔的直径与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取： （3.5） 差速器传递的转矩，Nm；在此取5433Nm 行星齿轮的数目；在此为4 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm， ，为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而； 支承面的许用挤压应力，在此取69 MPa根据上式=66.57mm =0.566.57=33.28mm 23.19mm 取=20mm 22mm3.4.2 齿轮的参数计算差速器齿轮参数计算见表3.1。表3.1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数10，应尽量取最小值=102半轴齿轮齿数=1425，且需满足式（3-4）=203模数=4.164齿面宽b=(0.250.30)A;b10m13.38mm5工作齿高=6.666全齿高7.497压力角22.58轴交角=909节圆直径； 10节锥角，=28.81=61.1911节锥距=47.5mm12周节=3.1416=13.11mm13齿顶高;=4.41mm=2.25mm14齿根高=1.788-;=1.788-=3.03mm;=4.89mm15径向间隙=-=0.188+0.051=0.83mm16齿根角=;=3.65; =5.8817面锥角；=34.69=64.8418根锥角；=25.16=55.31序号项目计算公式计算结果19外圆直径；mmmm20节圆顶点至齿轮外缘距离mmmm21理论弧齿厚 =8.46 mm=7.39 mm22齿侧间隙=0.250mm23弦齿厚=8.49mm=6.61mm24弦齿高=5.93mm=2.92mm3.4.3 齿轮的强度计算差速器齿轮的尺寸与结构与手里有关，当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，差速器齿轮会进行相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核。轮齿弯曲强度为 = MPa (3.6) 式中：差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩,此处T为1006 Nm； 差速器的行星齿轮数； 半轴齿轮齿数； 、见式（2.9）下的说明； 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图3-2可得=0.225根据式(3.6)得:=971 MPa980 MPa所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求15。图3.2 弯曲计算用综合系数结 论在驱动桥中，主减速器是重要部件，具有减速，增加扭矩，改变扭矩方向的功能。 其性能直接影响车辆的性能。本文主要介绍主减速器的设计过程，并设计和计算差速器，并通过CAD软件绘制图形。 通过这个毕业设计，我对所学的专业知识有了进一步的了解，并提高了绘图和机械设计的操作水平。 这使我获得了很多收获。从这次设计中，我意识到自己很多不足之处。首先自己对写说明书没有一个很好的概念，第一眼看到说明书，感到无从下手，没有一个清晰的逻辑。直到将大的框架做出来后，自己才有一个清晰的思路去屑。从中我发现，做任何事情需要提前做好计划，这样才不至于事情到眼前了，无从下手，这次事情则给了我很深的一次教训。同时，在我的设计中我也充分的发挥主动机能，在遇到问题的时候，及时的去图书馆查找相关书籍，要求做到有理有据，从中培养了我独立思考的能力。这在以前，我基本是比较依赖别人的，遇到自己不会的或者不懂得，总是习惯性的去让别人去解决。而通过本次设计之后，我发现自己独立能力大大提高，且独立的自己学习二维、三维软件。虽然计算机软件自己现在不太熟梨，但是基本的绘图命令都能够操作，二维图纸也能完成绘制，就是花费时间有点长。在做毕业设计的时候，我从中遇到过很多问题，在这里很感谢我的指导老师，是他在不断的指点我，给予我选择最有方案的方法，陪着我一次一次不断的修改我的论文，修改我的图纸。参考文献1梁博. 减速器设计的传动比分配问题 科技信息J.2008,032曾韬螺旋锥齿