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差速器 建模 设计

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差速器建模设计,差速器,建模,设计

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汽车设计课程设计说明书目 录第一部分 差速器设计及驱动半轴设计1 车型数据 32 普通圆锥齿轮差速器设计42.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 4 2.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构42.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计和计算52.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择52.3.2 差速器齿轮的几何计算92.3.3 差速器齿轮的强度计算102.3.4差速器齿轮的材料123 驱动半轴的设计 143.1 半浮式半轴杆部半径的确定143.2 半轴花键的强度计算163.3 半轴其他主要参数的选择173.4半轴的结构设计及材料与热处理17第二部分 6109客车总体设计要求 19 1. 6109客车车型数据 191.1尺寸参数 191.2质量参数 19 1.3发动机技术参数 191.3传动系的传动比 191.5轮胎和轮辋规格 202. 动力性计算 202.1发动机使用外特性 20 2.2车轮滚动半径 20 2.3滚动阻力系数f 202.4空气阻力系数和空气阻力 202.5机械效率 20 2.6计算动力因数 20 2.7确定最高车速 22 2.8确定最大爬坡度 22 2.9确定加速时间 23 3.燃油经济性计算 23 4.制动性能计算234.1最大减速度234.2制动距离S234.3上坡路上的驻坡坡度i1max：244.4下坡路上的驻坡坡度i2max：24 5. 稳定性计算 24 5.1纵向倾覆坡度：245.2横向倾覆坡度 24 N 结束语 24 参考文献 26 第一部分 差速器设计及驱动半轴设计1 车型数据1.1参数表参数名称 数值 单位汽车布置方式 前置后驱 总长 4320 mm 总宽 1750 mm 轴距 2620 mm前轮距 1455 mm后轮距 1430 mm整备质量 1480 kg总质量 2100 kg发动机型式 汽油 直列 四缸 排量 1.993 L最大功率 76.0/5200 KW最大转矩 158/4000 NM 压缩比 8.7:1离合器 摩擦式离合器 变速器档数 五档 手动轮胎类型与规格 185R14 km/h转向器 液压助力转向前轮制动器 盘后轮制动器 鼓 前悬架类型 双叉骨独立悬架后悬架类型 螺旋弹簧最高车速 140 km/h2 普通圆锥齿轮差速器设计汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。差速器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。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。2.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图2-1 差速器差速原理 如图2-1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2-1），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 （2-1） 若角速度以每分钟转数表示，则 （2-2）式（2-2）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2-2）还可以得知：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；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。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2-2 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-差速器右壳2.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计和计算由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。2.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择1.行星齿轮数目的选择 载货汽车采用2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，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。 球面半径可按如下的经验公式确定： mm 12(2-3) 式中：行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99，对于有2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，Nm.计算转矩的计算 （2-4） 式中车轮的滚动半径， =0.398migh变速器量高档传动比。igh =1根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。把nn=5200r/n , =140km/h , r=0.398m , igh=1代入（2-4）计算出 i=5.91从动锥齿轮计算转矩Tce （2-5） 式中：Tce计算转矩，Nm；Temax发动机最大转矩；Temax =158 Nmn计算驱动桥数，1；if变速器传动比，if=3.704；i0主减速器传动比，I 0=5.91；变速器传动效率，=0.96；k液力变矩器变矩系数，K=1；Kd由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1；i1变速器最低挡传动比，i1=1；代入式（2-5），有： Tce=3320.4 Nm主动锥齿轮计算转矩T=896.4Nm根据上式=2.7=40mm 所以预选其节锥距A=40mm3.行星齿轮与半轴齿轮的选择为了获得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。但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用1425，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比/在1.52.0的范围内。 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： (2-6) 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=12，=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， =30.96 =90-=59.03 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m m=3.35 查阅文献3 取m=4mm得=48mm =420=80mm 5.压力角目前，汽车差速器的齿轮大都采用22.5的压力角，齿高系数为0.8。最小齿数可减少到10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为20的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。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： 式中：差速器传递的转矩，Nm；在此取3320.4Nm 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， 0.5d， d为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d0.8； 支承面的许用挤压应力，在此取69 MPa根据上式 =64mm =0.564=32mm 18.4mm 20mm2.3.2 差速器齿轮的几何计算表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=122半轴齿轮齿数=1425，且需满足式（1-4）=203模数=4mm4齿面宽b=(0.250.30)A;b10m20mm 续表 序号项目计算公式计算结果5工作齿高=6.4mm6全齿高7.2037压力角22.58轴交角=909节圆直径； 10节锥角，=30.96，11节锥距=40mm12周节=3.1416=12.56mm13齿顶高;=4.14mm=2.25mm14齿根高=1.788-;=1.788-=3.012mm;=4.9mm15径向间隙=-=0.188+0.051=0.803mm16齿根角=;=4.32; =6.9817面锥角；=35.28=66.0118根锥角；=26.64=52.0519外圆直径；mmmm20节圆顶点至齿轮外缘距离mmmm续表序号项目计算公式计算结果21理论弧齿厚 =5.92 mm=6.63 mm22齿侧间隙=0.2450.330 mm=0.250mm23弦齿厚=5.269mm=6.49mm24弦齿高=4.29mm=2.32mm2.3.3 差速器齿轮的强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。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，其计算式 在此为498.06Nm； 差速器的行星齿轮数； 半轴齿轮齿数；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0.629载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，1.001.1；其他方式支承时取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; 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图1-1可查得=0.225图1-2 弯曲计算用综合系数根据上式=478.6MPa980 MPa所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。此节内容图表参考了著作文献1中差速器设计一节。2.3.4差速器齿轮的材料差速器齿轮和主减速器齿轮一样，基本上都是用渗碳合金钢制造，目前用于制造差速器锥齿轮的材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。3 驱动半轴的设计 驱动半轴位于传动系的末端，其基本功用是接受从差速器传来的转矩并将其传给车轮。对于非断开式驱动桥，车轮传动装置的主要零件为半轴；对于断开式驱动桥和转向驱动桥，车轮传动装置为万向传动装置。万向传动装置的设计见第四章，以下仅讲述半轴的设计。2.1结构形式分析 根据课题要求确定半轴采用半浮式半轴结构，具体结构采用以突缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接 参考文献1图9-99（b）。 半浮式半轴(图528a)的结构特点是半轴外端支承轴承位于半轴套管外端的内孔，车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩外，其外端还承受由路面对车轮的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半轴结构简单，所受载荷较大，只用于轿车和轻型货车及轻型客车上。 3.1 半浮式半轴杆部半径的确定半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。半轴的计算应考虑到以下三种可能的载荷工况：（1）纵向力X2最大时(X2Z2)，附着系数预取0.8，没有侧向力作用；（2）侧向力Y2最大时，其最大值发生于侧滑时，为Z2中，侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数，在计算中取1.0，没有纵向力作用；（3）垂向力Z2最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为(Z2-gw)kd，kd是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力的作用。 由于车轮承受的纵向力、侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即故纵向力X2最大时不会有侧向力作用，而侧向力Y2最大时也不会有纵向力作用。 初步确定半轴直径在0.040m 该值参考文献2半浮式半轴设计应考虑如下三种载荷工况：(1) 纵向力最大，侧向力为0：此时垂向力，取10500N纵向力最大值，计算时可取12，取08。得=6300N =5040N 半轴弯曲应力，和扭转切应力为 式中，a为轮毂支承轴承到车轮中心平面之间的距离，a取0.06m= 77.08mpa = 199.63mpa 合成应力=406mpa (2)侧向力最大，纵向力=0，此时意味着发生侧滑：外轮上的垂直反力。和内轮上的垂直反力分别为 式中，为汽车质心高度参考一般计算方法取738.56mm；为轮距 =1430mm；为侧滑附着系数，计算时可取10。外轮上侧向力和内轮上侧向力分别为 内、外车轮上的总侧向力为。这样，外轮半轴的弯曲应力和内轮半轴的弯曲应力分别为= 565.1mpa =666.4 mpa (3)汽车通过不平路面，垂向力最大，纵向力，侧向力：此时垂直力最大值为：式中，是为动载系数，轿车：，货车：，越野车：。半轴弯曲应力，为=87.7mpa 故校核半径取0.040m满足合成应力在600mpa -750mpa范围3.2 半轴花键的强度计算在计算半轴在承受最大转矩时还应该校核其花键的剪切应力和挤压应力。半轴花键的剪切应力为 （3-1）半轴花键的挤压应力为 （3-1）式中T半轴承受的最大转矩，T=3320.4Nm；DB半轴花键(轴)外径，DB=44mm；dA相配的花键孔内径，dA=40mm；z花键齿数，在此取20；Lp花键工作长度，Lp=55mm；b花键齿宽，b=3.75 mm；载荷分布的不均匀系数，取0.75。 将数据带入式（3-1）、（3-2）得：=51.1MPa=95.8 MPa根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力不应超过71.05 MPa，挤压应力不应超过196 MPa，以上计算均满足要求。 上述花键部分主要参考著作图书文献3表4-33.3 半轴其他主要参数的选择花键参数：齿数：20齿， 模数：1.5, 油封外圆直径：60,65半轴长度：744.5 参考文献（2）第四章第三节 法兰参数：5-16.2B10,分布圆120十孔位置度0.2 上述参数主要参考网络文献（1）： 3. 4半轴的结构设计及材料与热处理为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径，常常将加工花键的端部做得粗些，并适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增加，通常取10齿(轿车半轴)至18齿(载货汽车半轴)。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。重型车半轴的杆部较粗，外端突缘也很大，当无较大锻造设备时可采用两端均为花键联接的结构，且取相同花键参数以简化工艺。在现代汽车半轴上，渐开线花键用得较广，但也有采用矩形或梯形花键的。半轴多采用含铬的中碳合金钢制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi等。40MnB是我国研制出的新钢种，作为半轴材料效果很好。半轴的热处理过去都采用调质处理的方法，调质后要求杆部硬度为HB388444(突缘部分可降至HB248)。近年来采用高频、中频感应淬火的口益增多。这种处理方法使半轴表面淬硬达HRC5263，硬化层深约为其半径的13，心部硬度可定为HRC3035；不淬火区(突缘等)的硬度可定在HB248277范围内。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，以及采用喷丸处理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等工艺，使半轴的静强度和疲劳强度大为提高，尤其是疲劳强度提高得十分显著。由于这些先进工艺的采用，不用合金钢而采用中碳(40号、45号)钢的半轴也日益增多。第二部分 6109客车总体设计要求1. 6109客车车型数据1.1尺寸参数：见表1表1 6108客车整车尺寸参数尺寸类型项目参数值整车外形尺寸（mm）总长LB9000总宽BB2470总高HB3300车厢内部尺寸（mm）长LB8100宽BB2300高HB1930底盘布置尺寸（mm）轴距L4300前后轮距B1/B21930/1790通过性参数（整车整备静态）最小离地间隙hmin（mm）230接近角（）9离去角（）8.51.2质量参数：见表2表2 6108客车质量参数表类别项目参数值质量参数整车整备质量me（kg）8100乘员数30(座)+15(立)+1人最大总质量ma (kg)10500最大轴载质量（kg）前轴G15775后轴G247251.3发动机技术参数：见表3 表3 PE6T发动机性能参数型号PE6T额定功率Pe (kw)135额定功率转速ne (rpm)2500最大转矩Ttq (nm)710最大转矩时转速nt (rpm)1650全负荷最低燃油消耗量b (kwh)2201.3传动系的传动比：见表4表4 变速器和主减速器的传动比档位档(ig1)档(ig2)档(ig3)档(ig4)档(ig5)倒档速比6.934.032.3651.401.006.93主减速器传动比ig06.1231.5轮胎和轮辋规格：轮胎：9R22.52. 动力性计算2.1发动机使用外特性：根据发动机厂提供的外特性曲线列成表5表5 发动机外特性参数表Ne（rpm）6009001200150018002100Pe（kw）52.6081.47110.92141.50168.09192.10Ttq（Nm）837.2864.5882.7900.9891.8873.6B(g/ kwh)2242202172152152172.2车轮滚动半径： 轮胎：9R22.5 rr0.495m2.3滚动阻力系数f： 为计算方便，近似取0.0152.4空气阻力系数和空气阻力： 本车的空气阻力系数CD=0.7迎风面积ABBHB=2.473.3=8.151(m2)式中：BB为汽车总宽2470mm；HB为汽车总高3300mm2.5机械效率： T=变 *主 *传 式中：变为变速器传动效率，近似取95% 主为主减速器传动效率，取96% 传为万向节传动效率，单个万向节取98%，两个万向节取96% T =95%*96%*96%=87.6%2.6计算动力因数： 各档动力因数的计算按下列公式计算 式中：ig各档传动比 G汽车总重 Ua车速 Ft驱动力 Fw空气阻力 D动力因数各档的动力因数见表6表10表6 档的计算结果Ua（km/h）2.613.965.286.67.929.24Ft（N）4905050649.8351681.5527885225551188Fw（N）1.8234.237.5211.7616.9323.05D0.4760.4920.5020.5120.5070.497表7 档的计算结果Ua（km/h）4.256.38.410.512.614.7Ft（N）285242945430075306953038529765Fw（N）4.8710.719.0529.742.858.3D0.2770.2860.2920.2980.2940.288表8 档的计算结果Ua（km/h）7.711.5215.319.22326.8Ft（N）167341728017644180081782617462Fw（N）16.035.763.299.53142.8193.9D0.1620.1670.1700.1740.1710.167表9 档的计算结果Ua（km/h）13.0219.5326.0432.539.0654.5Ft（N）99091023210447106621055310339Fw（N）45.77102.9183.08285.1411.9568.8D0.0950.0980.0990.1000.0980.094表10 档的计算结果Ua（km/h）1832820.627.3636.4845.654.7263.8Ft（N）707872987451760575287375Fw（N）90.22202.1359.3561.4808.41099D0.0680.0700.0690.0680.0650.061表11 各档的最大动力因数表档位档档档档档最大动力因数Dmax0.4610.2820.1650.1010.071图1 6117客车的动力特性图2.7确定最高车速： 最高车速由下式求得： 式中：旋转质量转换系数 =f（cos+sin） 该车在良好水平面上达到最高车速时 =0 dua/dt=0 故D=f 最高车速为发动机给定的最大转速2100r/min时所对应的最高车速，其计算式为：ua=0.377*2100*0.495/（1*6.123）=64（km/h） 2.8确定最大爬坡度：I1max=tg1ma=tg29.9=0.575=57.5% 同理可算出其余各档的最大爬坡度，见表12档位档档档档档最大爬坡度57.5%29.5%16.1%8.5%5.5%2.9确定加速时间： 直接档的加速时间由下式确定 式中：a加速度 旋转质量换算系数，直接档为1.06 采用直接档由稳定车速30km/h加速到65km/h所需时间由下式积分得到： 3. 燃油经济性计算 汽车等速行驶消耗的功率为： Ff=Gf=magf=10500*9.8*0.015=1543.5（N） Fw=Cd*A*Ua2/21.15=0.7*8.151*402/21.15=431.6(N) P=(Ff+ Fw) Ua /(3600*t)=25.05（kw） 等速百公里油耗为：式中：b燃油消耗率，由发动机特性可知b224g/(kwh)，按b=224 g/(kwh)算。为柴油比重，取=8.1N/L4. 制动性能计算4.1最大减速度amax： 紧急制动时，前后轮同时拖滑，制动力为 F=G*g* amax=F/g=*g=0.7*9.8=6.86（m/s2） 式中：路面附着系数，取=0.74.2制动距离S: 式中：Ua0制动初速度，Ua0=40km/h 制动迟滞时间，对于液压制动=0.04s 制动迟滞时间，对于液压制动=0.2s同理，可得到制动初速度为30km/h的制动距离：4.3上坡路上的驻坡坡度i1max：式中：L1重心到前轴距离，L1=2838mm L轴距，L=4300mm4.4下坡路上的驻坡坡度i2max：5. 稳定性计算5.1纵向倾覆坡度：保证该车在上坡时不发生纵向倾覆，则不发生纵向倾覆的最大坡角必须满足 即=110%该车最大爬坡度为imax=58.8%，远小于110%，故不会后翻。该车不倒溜的最大爬坡度为imax=70%由于imax70%，所以该车是先打滑而后倒溜，该车是安全的。5.2横向倾覆坡度： 保证该车在坡道上不发生横向倾覆，则不发生横向倾覆的最大坡度角必须满足 即 =71.1%参考文献著作图书文献（1） 刘惟信. 汽车设计 . 清华大学出版社, 2001.7（2） 李东江 李和 张大成 . 东南富利卡汽车维修手册 ,北京理工大学. 2003.5(3)吴宗泽，罗圣国 机械设计课程设计手册 第三版 高等教育出版社 2006.11 网络文献(1) /chanpin_t.asp?id=44 ,2003 - 26 -第四节 差速器设计汽车在行驶过程中，左、右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，如转弯时内侧车轮行程比外侧车轮短；左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷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，行驶阻力不等等。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。在多桥驱动的汽车上还常装有轴间差速器，以提高通过性，同时避免在驱动桥间产生功率循环及由此引起的附加载荷、传动系零件损坏、轮胎磨损和燃料消耗等。差速器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角速度转动。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。一、差速器结构形式选择 (一)齿轮式差速器 汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。他又可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器等1普通锥齿轮式差速器由于普通锥齿轮式差速器结构简单、工作平稳可靠，所以广泛应用于一般使用条件的汽车驱动桥中。图519为其示意图，图中0为差速器壳的角速度；1、2分别为左、右两半轴的角速度；To为差速器壳接受的转矩；Tr为差速器的内摩擦力矩；T1、T2分别为左、右两半轴对差速器的反转矩。根据运动分析可得 +2 (523)显然，当一侧半轴不转时，另一侧半轴将以两倍的差速器壳体角速度旋转；当差速器壳体不转时，左右半轴将等速反向旋转。根据力矩平衡可得 (5 - 24)差速器性能常以锁紧系数k是来表征，定义为差速器的内摩擦力矩与差速器壳接受的转矩之比，由下式确定结合式(524)可得 (5 - 26) 定义快慢转半轴的转矩比kb=T2/T1,则kb与k之间有 (5 - 27)普通锥齿轮差速器的锁紧系数是一般为005015，两半轴转矩比kb=111135，这说明左、右半轴的转矩差别不大，故可以认为分配给两半轴的转矩大致相等，这样的分配比例对于在良好路面上行驶的汽车来说是合适的。但当汽车越野行驶或在泥泞、冰雪路面上行驶，一侧驱动车轮与地面的附着系数很小时，尽管另一侧车轮与地面有良好的附着，其驱动转矩也不得不随附着系数小的一侧同样地减小，无法发挥潜在牵引力，以致汽车停驶。2.摩擦片式差速器 为了增加差速器的内摩擦力矩，在半轴齿轮7与差速器壳1之间装上了摩擦片2(图520)。两根行星齿轮轴5互相垂直，轴的两端制成V形面4与差速器壳孔上的V形面相配，两个行星齿轮轴5的V形面是反向安装的。每个半轴齿轮背面有压盘3和主、从动摩擦片2，主、从动摩擦片2分别经花键与差速器壳1和压盘3相连。当传递转矩时，差速器壳通过斜面对行星齿轮轴产生沿行星齿轮轴线方向的轴向力，该轴向力推动行星齿轮使压盘将摩擦片压紧。当左、右半轴转速不等时，主、从动摩擦片间产生相对滑转，从而产生摩擦力矩。此摩擦力矩Tr，与差速器所传递的转矩丁。成正比，可表示为示为 (5 - 28)式中，为摩擦片平均摩擦半径；为差速器壳V形面中点到半轴齿轮中心线的距离；f为摩擦因数；z为摩擦面数；为V形面的半角。摩擦片式差速器的锁紧系数k可达06，可达4。这种差速器结构简单，工作平稳，可明显提高汽车通过性。3强制锁止式差速器 当一个驱动轮处于附着系数较小的路面时，可通过液压或气动操纵，啮合接合器(即差速锁)将差速器壳与半轴锁紧在一起，使差速器不起作用，这样可充分利用地面的附着系数，使牵对于装有强制锁止式差速器的4X2型汽车，假设一驱动轮行驶在低附着系数甲的路面上，另一驱动轮行驶在高附着系数的路面上，这样装有普通锥齿轮差速器的汽车所能发挥的最大牵引力为 (5 - 29)式中，为驱动桥上的负荷。如果差速器完全锁住，则汽车所能发挥的最大牵引力为 (5 - 30)可见，采用差速锁将普通锥齿轮差速器锁住，可使汽车的牵引力提高倍，从而提高了汽车通过性。当然，如果左、右车轮都处于低附着系数的路面，虽锁住差速器，但牵引力仍超过车轮与地面间的附着力，汽车也无法行驶。强制锁止式差速器可充分利用原差速器结构，其结构简单，操作方便。目前，许多使用范围比较广的重型货车上都装用差速锁。(二)滑块凸轮式差速器图521为双排径向滑块凸轮式差速器。差速器的主动件是与差速器壳1连接在一起的套，套上有两排径向孔，滑块2装于孔中并可作径向滑动。滑块两端分别与差速器的从动元件内凸轮4和外凸轮3接触。内、外凸轮分别与左、右半轴用花键连接。当差速器传递动力时，主动套带动滑块并通过滑块带动内、外凸轮旋转，同时允许内、外凸轮转速不等。理论上凸轮形线应是阿基米德螺线，为加工简单起见，可用圆弧曲线代替。图522为滑块受力图。滑块与内凸轮、外凸轮和主动套之间的作用力分别为Fl、F2和F，由于接触面间的摩擦，这些力与接触点法线方向均偏斜一摩擦角户。由F1、F2和F构成的力三角形可知式中，12分别为内、外凸轮形线的升角。 左、右半轴受的转矩Tl和T2分别为中，r1、r2分别为滑块与内、外凸轮接触点的半径。 将式(531)代人式(532)可得因此，凸块式差速器左、右半轴的转矩比kb为 (5 - 34) 滑块凸轮式差速器址一种高摩擦自锁差速器，其结构紧凑、质量小。但其结构较复杂，礼零件材料、机械加工、热处耶、化学处理等方面均有较高的技术要求。(三)蜗轮式差速器蜗轮式差速器(图523)也是一种高摩擦自锁差速器。蜗杆2、4同时与行星蜗轮3与半轴蜗轮1、5啮合，从而组成一行星齿轮系统。这种差速器半轴的转矩比为式中，为蜗杆螺旋角；为摩擦角。 蜗轮式差速器的半轴转矩比kb可高达567900，锁紧系数是达0708。但在如此高的内摩擦情况下，差速器磨损快、寿命短。当把kb降到265300，k降到045050时，可提高该差速器的使用寿命。由于这种差速器结构复杂，制造精度要求高，因而限制了它的应用。(四)牙嵌式自由轮差速器牙嵌式自由轮差速器(图524)是自锁式差速器的一种。装有这种差速器的汽车在直线行驶时，主动环可将由主减速器传来的转矩按左、右轮阻力的大小分配给左、右从动环(即左、右半轴)。当一侧车轮悬空或进入泥泞、冰雪等路面时，主动环的转矩可全部或大部分分配给另一侧车轮。当转弯行驶时，外侧车轮有快转的趋势，使外侧从动环与主动环脱开，即中断对外轮的转矩传递；内侧车轮有慢转的趋势，使内侧从动环与主动环压得更紧，即主动环转矩全部传给内轮。由于该差速器在转弯时是内轮单边传动，会引起转向沉重，当拖带挂车时尤为突出。此外，由于左、右车轮的转矩时断时续，车轮传动装置受的动载荷较大，单边传动也使其受较大的载荷。 牙嵌式自由轮差速器的半轴转矩比Ab是可变的，最大可为无穷大。该差速器工作可靠，使用寿命长，锁紧性能稳定，制造加工也不复杂。二、普通锥齿轮差速器齿轮设计(一)差速器齿轮主要参数选择 1行星齿轮数n 行星齿轮数n需根据承载情况来选择。通常情况下，轿车：n=2；货车或越野车：n=4。 2行星齿轮球面半径 Rb 行星齿轮球面半径Rb反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力，可根据经验公式来确定 式中，Kb为行星齿轮球面半径系数，Kb =2530，对于有四个行星齿轮的轿车和公路用货车取小值，对于有两个行星齿轮的轿车及四个行星齿轮的越野车和矿用车取大值；Td为差速器计算转矩(Nm)，Td=minTce,Tcs: Rb 为球面半径(mm)。行星齿轮节锥距A0为3行星齿轮和半轴齿轮齿数Z1、Z2 为了使轮齿有较高的强度，希望取较大的模数，但尺寸会增大，于是又要求行星齿轮的齿数Z1应取少些，但Z1一般不少于10。半轴齿轮齿数Z2在1425选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比Z2Z1在1520的范围内。 为使两个或四个行星齿轮能同时与两个半轴齿轮啮合，两半轴齿轮齿数和必须能被行星齿轮数整除，否则差速齿轮不能装配。4行星齿轮和半轴齿轮节锥角1、2及模数m 行星齿轮和半轴齿轮节锥角1、2分别为锥齿轮大端端面模数m为 (5 - 39)5压力角汽车差速齿轮大都采用压力角为、齿高系数为0.8的齿形。某些重型货车和矿用车采用压力角，以提高齿轮强度。6行星齿轮轴直径d及支承长度L行星齿轮轴直径d(mm)为 (5-40) 式中，为差速器传递的转矩(Nm)，n为行星齿轮数；为行星齿轮支承面中点到锥顶的距离(mm)，约为半轴齿轮齿宽中点处平均直径的一半；为支承面许用挤压应力，取98MPa。行星齿轮在轴上的支承长度L为 (5-40)(二)差速器齿轮强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合传动状态，只有当汽车转弯或左、右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此，对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度计算。轮齿弯曲应力(MPa)为 (5-40)式中，n为行星齿轮数；J为综合系数，取法见参考文献10；、分别为半轴齿轮齿宽及其大端分度圆直径(mm)； T为半轴齿轮计算转矩(Nm)，；、按主减速器齿轮强度计算的有关数值选取。 当时，；当时，。 差速器齿轮与主减速器齿轮一样，基本上都是用渗碳合金钢制造， 目前用于制造差速器锥齿轮的材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。 三、粘性联轴器结构及在汽车上的布置 粘性联轴器是一种利用液体粘性传递动力的装置。它以其优良的性能不仅广泛应用于四轮驱动汽车上，而且也应用于两轮驱动汽车上。 1粘性联轴器结构和工作原理 粘性联轴器结构简图如图525所示。内叶片2与A轴1以花键连接，叶片可在轴上滑动；外叶片6与壳体3也以花键连接，但叶片内有隔环7，防止外叶片轴向移动。隔环的厚度决定了内、外叶片的间隙。叶片上各自加工有孔或槽，壳体内充人作为粘性工作介质的硅油4，用油封密封。 粘性联轴器属于液体粘性传动装置，是依靠硅油的粘性阻力来传递动力，即通过内、外叶片间硅油的油膜剪切力来传递动力。一般在密封的壳体内填充了占其空间8090的硅油(其余是空气)，高粘度的硅油存在于内、外叶片的间隙内。当A轴与月轴之间有转速差时，内、外叶片间将产生剪切阻力，使转矩由高速轴传递到低速轴。它所能传递的转矩与联轴器的结构、硅油粘度及输入轴、输出轴的转速差有关。 2粘性联轴器在车上的布置根据全轮驱动形式的不同，粘性联轴器在汽车上有不同的布置形式。 图526为粘性联轴器作为轴间差速器限动装置的简图。轴间差速器壳体上的齿轮1与变速器输出轴上的齿轮相啮合，壳体内的左齿轮通过空心轴2与右侧的前桥差速器6壳体相连，右齿轮通过空心轴4和齿轮7等与后桥差速器壳上的齿轮相连。粘性联轴器5的壳体与空心轴4相连，内叶片连接在空心轴2上，这样它就与轴间差速器3并联在一起，内、外叶片的转速分别反映了前、后差速器壳体的转速。当前、后桥差速器壳体转速相近时，粘性联轴器内、外叶片转速相近，它并不起限动作用，此时轴间差速器将转矩按固定比例分配给前、后桥。当某一车轮(如前轮)严重打滑时，前桥差速器壳的转速升高，粘性联轴器的内、外叶片转速差增大，阻力矩增大，轴间差速器中与后桥相连的转速较低的齿轮就获得了较大的转矩，使附着条件较好的后轮产生与附着条件相适应的较大的驱动力。 在有些汽车中，用粘性联籼腊取代了轴间差速器。当汽车正常行驶时，前、后轮转速基本相等，粘性联轴器不工作，此时相当于前轮驱动。当汽车加速或爬坡时，汽车质心后移，前轮将出现打滑现象，转速升高，前、后轮出现转速差，粘性联轴器开始工作，将部分转矩传给后桥，使之产生足够驱动力帮助前轮恢复正常的附着状态，提高了它的动力性。由于粘性传动不如机械传动可靠，所能传递的转矩较小，故该形式主要用于轿车和轻型汽车中。四轮驱动，后桥 运动型多功能乘用车为四轮驱动，兼具城市行走、野外运动，除了要具备中高档轿车的舒适性外，还要有更高的越野性和安全性。本设计对象是运动型多功能乘用车后桥。 本设计完成了SUV后桥中主减速器的设计，差速器的设计，半轴的设计。本文根据SUV后桥的要求，通过选型，确定了主减速器传动副类型，差速器类型，驱动桥半轴支承类型。通过计算计算，确定了主减速比，主、从动锥齿轮、差速器、半轴以及桥壳的主要参数和结构尺寸。其中的一部分计算采用自编的计算机程序完成，有效的减少了计算时间，提高了效率。最后利用Pro/E软件对锥齿轮进行了三维建模。通过主要零部件的校核计算和对主要零部件二维绘图，可以确定所设计的能够满足设计要求。Sportutilitypassengervehicleforthefour-wheeldrive，bothcitiesrun，fieldsports，inadditiontothepremiumsedanwiththecomfort，wemustalsohaveahighercross-countryandsafety.Theobjectthatisdesignedforsportutilitypassengervehiclesisrearaxle.Thedesignofrearaxleincludesthedesignofthemainreducer，thedesignofthedifferentialdeviceandrearaxledesign.Accordingtotherequirementsoftherearaxle，icanidentifythemaintypesofmaingearbox，differentialdevice，rearaxle.Andbycalculating，icanidentifythemainreductionratio，themain，drivenhelicalbevelgear，differentialdeviceandtheshellofthemainparametersofthepidgestructureandsize.Onepartofthecalculationusingthecomputerprogramtocompletetheself，reducingcomputingtimeandimproveefficiency.Finally，iusePro/Esoftwaretomakethebevelgear，thethree-dimensionalmodeling Checkingthroughthemajorcomponentsofthecalculationofthemaincomponentsandtwo-dimensionaldrawings，todeterminethedesigntomeetthedesignrequirements KEYWORDS:fourdrivesvehicle，rearaxle目录 TOC“o1-3“h“z“u1概述.52整体式单极主减速器设计.72.1主减速器结构方案分析.72.1.1螺旋锥齿轮传动.72.1.2双曲面齿轮传动.72.2主减速器主、从动锥齿轮的支承方案选择.102.2.1主动锥齿轮的支承.102.2.2从动锥齿轮的支承.122.3主减速器的基本参数选择和设计计算.122.3.1主减速比的确定.122.3.2主减速器齿轮计算载荷确定.142.3.3主减速器锥齿轮基本参数的选择.162.3.4主减速器主动锥齿轮几何尺寸的计算.212.3.5“格里森”制主减速器锥齿轮强度计算.222.3.6锥齿轮的材料选择.263对称锥齿轮式差速器设计.PAGEREF_Toc170785393“h2808D0C9EA79F9BACE118C8200AA004BA90B02000000080000000E0000005F0054006F00630031003700300037003800350033003900330000003.1差速器齿轮主要参数选择.PAGEREF_Toc170785394“h2808D0C9EA79F9BACE118C8200AA004BA90B02000000080000000E0000005F0054006F00630031003700300037003800350033003900340000003.2差速器齿轮的几何尺寸计算.PAGEREF_Toc170785395“h2908D0C9EA79F9BACE118C8200AA004BA90B02000000080000000E0000005F0054006F00630031003700300037003800350033003900350000003.3差速器齿轮强度计算.294半轴设计计算.334.1结构形式分析.334.2半轴计算.334.3半轴花键计算.355驱动桥壳设计.376三维造型设计.39致谢.44参考文献.45附件.461概述汽车的驱动桥位于传动系的末端，其基本共用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左右车轮，并使左右驱动车轮具有汽车行使运动学所要求的差速功能，同时驱动桥还要承受作用于路面和车架或承载式车身的铅垂力和横向力及力矩.在一般的车桥结构中，驱动桥包括主减速器，差速器，驱动车轮的传动装置及桥壳等部件。 对于不同类型和用途的汽车，正确的确定上述机件的结构形式并成功的将它们组合成一个整体驱动桥，乃是设计者必须首先解决问题。 汽车的车桥又称车轴，其两端安装着车轮并经悬挂与车架或承载式车身相连，用于传递车架或承载式车身与车轮之间的力矩。 根据与之匹配的悬架结构的不同，车桥分为非断开式和断开式车桥两种.与非独立悬架相匹配的非断开式车桥犹如一根横置于左右车轮的横梁，与独立悬挂相匹配的断开式车桥则为左右两段直接或间接相铰接的结构，当左右车轮经各自的独立悬挂直接与承载式车身或车架相连时，在左右车轮之间实际上没有车桥，但在习惯上仍称为断开式车桥。 根据车桥能否传递驱动力，它又分为驱动桥和从动桥;根据车桥的左右车轮能否转向，又分为转向桥与非转向桥。当车桥既非转向桥又非驱动桥时，则称之为支持桥，因此根据车桥及其车轮的综合功能，车桥又可分为驱动桥，转向驱动桥，转向从动桥和支持桥四种类型。 汽车车桥是汽车的重要大总成，承受着汽车的满载簧上荷重及地面经车轮车架或承载式车身经悬挂给予的铅垂力，纵向力，横向力及其力矩，以及冲击载荷;驱动桥还传递着传动系中最大的转矩，桥壳还要承受反作用力矩。汽车车桥的结构形式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久行有重要影响外，也对汽车的行驶性能如:机动性，经济性，平顺性，通过性和行驶稳定性等有直接影响。因此车桥的结构形式选择，参数设计选取及设计计算对汽车的整体设计及其重要。 总之，由上述可见，汽车车桥的设计涉及的机器零件及零部件的品种极为广泛，对这些零部件，元件及总成的制造也几乎要涉及到所有的现代机器制造工艺。因此通过对车桥的学习和设计实践再加进优化设计，可靠性设计，和有限元分析等内容，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能。 2整体式单级主减速器设计2.1主减速器结构方案设计 主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而不同。主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。单级主减速器通常采用螺旋锥齿轮或双曲面齿轮传动。2.1.1螺旋锥齿轮传动 螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。但是在工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。图2-1主减速器齿轮传动形式2.1.2双曲面齿轮传动 双曲面齿轮传动的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离E，此距离称为偏移距。由于偏移距E的存在，使主动齿轮螺旋角大于从动齿轮螺旋角。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比图2-2双曲面齿轮副受力情况式中，F1、F2分别为主、从动齿轮的圆周力；1、2分别为主、从动齿轮的螺旋角。螺旋角是指在锥齿轮节锥表面展开图上的齿线任意一点A的切线TT与该点和节锥顶点连线之间的夹角。在齿面宽中点处的螺旋角称为中点螺旋角。通常不特殊说明，则螺旋角系指中点螺旋角。双曲面齿轮传动比为式中，双曲面齿轮传动比；、分别主、从动齿轮平均分度圆半径。螺旋锥齿轮传动比为令，则。由于，所以系数K1，一般为1.251.50。这说明：1)当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动有更大的传动比。2)当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮有较大的直径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。3)当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮为小，因而有较大的离地间隙。另外，双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动还具有如下优点：1)在工作过程中，双曲面齿轮副不仅存在沿齿高方向的侧向滑动，而且还有沿齿长方向的纵向滑动。纵向滑动可改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。2)由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的大于从动齿轮的，这样同时啮合的齿数较多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约30。3)双曲面齿轮传动的主动齿轮直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮为大，其结果使齿面的接触强度提高。4)双曲面主动齿轮的变大，则不产生根切的最小齿数可减少，故可选用较少的齿数，有利于增加传动比。5)双曲面齿轮传动的主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大，因而切削刃寿命较长。6)双曲面主动齿轮轴布置在从动齿轮中心上方，便于实现多轴驱动桥的贯通，增大传动轴的离地高度。布置在从动齿轮中心下方可降低万向传动轴的高度，有利于降低轿车车身高度，并可减小车身地板中部凸起通道的高度。但是，双曲面齿轮传动也存在如下缺点：1)沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传动效率约为96，螺旋锥齿轮副的传动效率约为99。2)齿面间大的压力和摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力较低。3)双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。4)双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油，螺旋锥齿轮传动用普通润滑油即可。由于双曲面齿轮具有一系列的优点，因而它比螺旋锥齿轮应用更广泛。一般情况下，当要求传动比大于4.5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。这是因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双曲面从动齿轮直径比螺旋锥齿轮小。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对螺旋锥齿轮主动齿轮显得过大，占据了过多空间，这时可选用螺旋锥齿轮传动，因为后者具有较大的差速器可利用空间。对于中等传动比，两种齿轮传动均可采用。单级主减速器由一对圆锥齿轮、，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是其主传动比i0不能太大，一般i07，进一步提高i0将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。鉴于单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。双曲面齿轮优点突出，所以采用的是双曲面齿轮单级减速器。2.2主减速器主从动锥齿轮的支承方案选择 主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，与齿轮的支承刚度密切相关。2.2.1主动锥齿轮的支承 主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。悬臂式支承结构的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度倪和增加两支承间的距离b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了尽可能地增加支承刚度，支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径的70还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承的轴径比另一轴承的支承轴径大些。靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。支承刚度除了与轴承形式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。图2-3主减速器锥齿轮的支承形式a)主动锥齿轮悬臂式b)主动锥齿轮跨置式c)从动锥齿轮悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。跨置式支承结构的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承座，从而使主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。另外，因主、从动齿轮之间的空间很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不下或使齿轮拆装困难。跨置式支承中的导向轴承都为圆柱滚子轴承，并且内外圈可以分离或根本不带内圈。它仅承受径向力，尺寸根据布置位置而定，是易损坏的一个轴承。在需要传递较大转矩情况下，最好采用跨置式支承。本设计例题是主减速器传递转矩较小的货车，因此采用悬臂式支承结构。2.2.2从动锥齿轮的支承 从动锥齿轮的支承，其支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支承。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸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。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。在具有大的主传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承。辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证偏移量达到允许极限时能制止从动锥齿轮继续变形。主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如图2-5所示。图2-4从动锥齿轮辅助支承图2-5主、从动锥齿轮的许用偏移量2.3主减速器的基本参数选择和设计计算2.3.1主减速比的确定主减速比i0的大小，对主减速器的结构型式、轮廓尺寸及质量的大小影响很大。主减速比i0的选择，应在汽车总体设计时和传动系的总传动比一起，由汽车的整车动力计算来确定。正如传动系的总传动比及其变化范围为设计传动系组成部分的重要依据一样，驱动桥的主减速比是主减速器的设计依据，是设计主减速器时的原始参数。 传动系的总传动比，对汽车的动力性、燃料经济性有非常重大的影响，发动机的工作条件也和汽车传动系的传动比有关。可采用优化设计方法对发动机参数与传动系的传动比以及主减速比i0进行最优匹配。 对于具有很大功率的轿车、客车、长途公共汽车，尤其是对竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率的情况下，所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。这时i0值应按下式来确定：和 式中：车轮的滚动半径，m； 最大功率时的发动机转速，rmin； 汽车的最高车速，kmh； 变速器最高挡传动比，通常为1。 对于其他汽车来说，为了用稍微降低最高车速的办法来得到足够的功率储备，主减速比i0一般应选得比按式求得的要大1025，即按下式选择： 式中：变速器最高挡传动比； 分动器或加力器高挡传动比； 轮边减速器传动比。 按式或式求得的i0值应与同类汽车的主减速比相比较，并考虑到主、从动主减速齿轮可能有的齿数，对i0值予以校正并最后确定下来。 2.3.2主减速器齿轮计算载荷确定 除了主减速比i0及驱动桥离地间隙外，另一项原始参数便是主减速器齿轮的计算载荷。由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性，因此要准确地算出主减速器齿轮的计算载荷是比较困难的。这里采用格里森齿制锥齿轮计算载荷的三种确定方法。按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩式中，计算转矩；计算驱动桥数；主减速器传动比；变速器一挡传动比；分动器传动比；发动机到万向传动轴之间的传动效率；液力变矩器变矩系数，最大变矩系数；发动机最大转矩；Kd猛接离合器所产生的动载系数，液力自动变速器Kd=1，手动操纵的机械变速器高性能赛车Kd=3，性能系数fi=0的汽车Kd=1；fi0的汽车Kd=2或由经验选定。其计算公式如下：注：与选取参看下表车型高挡传动比与低挡传动比的关系按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩式中，计算转矩；满载状态下一个驱动桥上的静载荷；汽车最大加速度时的后轴负载荷转移系数，乘用车：1.21.4，商用车：1.11.2；轮胎与路面间的附着系数，在安装一般轮胎的汽车在良好的混凝土或沥青路上，取0.85，对于安装防侧滑轮胎的乘用车可取1.25，对于越野车一般取1.0；主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比；主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率；按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf式中，Tcf计算转矩；Ga汽车满载总重量；fR道路滚动阻力系数，对于轿车可取0.0100.015；对于货车可取0.0150.020；对于越野车可取0.0200.035fH平均爬坡能力系数，对于轿车可取0.08；对于货车和公共汽车可取0.050.09；长途公共汽车可取0.060.10对于越野车可取0.090.30fi汽车性能系数，取值同前。其它参数同前。用式和式求得的计算转矩是从动锥齿轮的最大转矩，不同于用式求得的日常行驶平均转矩。当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩取前面两种的较小值，即；当计算锥齿轮的疲劳寿命时，取Tcf。主动锥齿轮的计算转矩为式中，主动锥齿轮的计算转矩；主传动比；主、从动锥齿轮间的传动效率。计算时，对于弧齿锥齿轮副，取95；对于双曲面齿轮副，当6时，取85，当6时，取90。结合本设计，按照式计算Tce：n=1，i0=2.95，i1=4，没有分动器则if=1，=0.9，k=1，Temax=285Nm，性能系数fi=0则Kd=1，代入式得：按式计算驱动轮打滑转矩确定的从动锥齿轮计算转矩Tcs：当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩Tc=min=9726.5Nm按式计算按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf：各参数取值表fRfHfimam0.0300.15021150.95则代入式可得：Tcf=723.885Nm2.3.3主减速器锥齿轮基本参数的选择 主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数z1和z2、从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数主、从动锥齿轮齿面宽和、双曲面齿轮副的偏移距E、中点螺旋角、法向压力角等。1）主、从动锥齿轮齿数z1和z2选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，z1、z2之间应避免有公约数。为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不少于40。为了啮合平稳、，噪声小和具有高的疲劳强度，对于轿车，z1一般不少于9；对于货车，z1一般不少于6。当主传动比较大时，尽量使取得少些，以便得到满意的离地间隙。当i06时，z1可取最小值并等于5，但为了啮合平稳并提高疲劳强度常大于5；当i0较小时，z1可取712。对于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配。传动比推荐主动锥齿轮最小齿数z1主动锥齿轮允许范围z11.501.751412161.752.001311152.002.501110132.503.00109113.003.50109113.504.00109114.004.5098104.55.08795.006.007686.007.506577.5010.00556参照详见参考文献1，选择从动锥齿轮齿数。根据本设计例题传动比，查表2-2可以选择主动锥齿轮齿数为z1=14，查表6-3可以选择从动锥齿轮齿数为z2=43，重新计算传动比i0=3.07，可以反算出计算转矩Tc=min=1574.91Nm。2）从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms的选择。对于单级主减速器，D2对驱动桥壳尺寸有影响，D2大将影响桥壳离地间隙；D2小则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。D2可根据经验公式初选式中，D2从动锥齿轮大端分度圆直径；KD2直径系数，一般为13.016.0；从动锥齿轮的计算转矩，。ms由下式计算式中，ms齿轮端面模数。同时，ms还应满足式中，模数系数，取0.30.4。最后取、计算结果的较小值。也可以根据主动锥齿轮的计算转矩计算主动锥齿轮大端模数：根据本设计例题各参数，直径系数KD2可取为15.0，从动锥齿轮的计算转矩计算转矩Tc=min=1574.91Nm，则D2=175mm，根据式从动锥齿轮端面模数ms=4mm，通过式进行验算取较小值并取整为ms4mm。同理可得主动锥齿轮：mz=4.5mm，则主动锥齿轮大端分度圆直径D1=mzz1=63mm。3）主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面宽过窄及刀尖圆角过小。这样，不但减小了齿根圆角半径，加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。此外，在安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因，使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间的减小。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。从动锥齿轮齿面宽推荐b2不大于其节锥距A2的0.3倍，即b20.3A2，但b2应满足b210ms，一般也推荐b2=0.155D2。对于螺旋锥齿轮，b1一般比b2大10。则根据本设计例题各参数，按照齿轮的计算载荷来计算并圆整得：b2=27mm，b1=30mm。4）双曲面齿轮副偏移距E及偏移方向选择E值过大将使齿面纵向滑动过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤；E值过小，则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。一般对于轿车和轻型货车E0.2D2且E40A2；对于中、重型货车、越野车和大客车，ED2。另外，主传动比越大，则E也应越大，但应保证齿轮不发生根切。双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种。由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧，如果主动齿轮在从动齿轮中心线的上方，则为上偏移；在从动齿轮中心线下方，则为下偏移。如果主动齿轮处于左侧，则情况相反。图6-8a、b为主动齿轮轴线下偏移情况，图6-8c、d为主动齿轮轴线上偏移情况。则根据本设计例题各参数，E0.2D2=32mm且E40A2=29.5mm，考虑到载货汽车，尽量取小值，可取为E=0.15D2=30mm，由于采用双曲面齿轮，因此选择主动锥齿轮下偏移，左旋，从动锥齿轮右旋。图2-6双曲面齿轮的偏移和螺旋方向a)、b)主动齿轮轴线下偏移c)、d)主动齿轮轴线上偏移5）中点螺旋角螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端的螺旋角最小。弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，双曲面齿轮副的中点螺旋角是不相等的，而且12，1与2之差称为偏移角。选择时，应考虑它对齿面重合度F、轮齿强度和轴向力大小的影响。越大，则F也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高。一般F应不小于1.25，在1.52.0时效果最好。但是过大，齿轮上所受的轴向力也会过大。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为3540。轿车选择较大的值以保证较大的F，使运转平稳，噪声低；货车选用较小值以防止轴向力过大，通常取35。也可以根据“格里森”制推荐预选主从动锥齿轮螺旋角名义值公式进行预选：螺旋角名义值还需要按照选用的标准刀号进行反算螺旋角，最终得到的螺旋角名义值与1之差不超过5，详见参考文献1。 其中双曲面齿轮传动偏移角的近似值平均螺旋角 双曲面齿轮中点螺旋角具体选取结果，必须经过繁琐计算才能确定，详见后面计算程序计算结果。6）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，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，导致轮齿卡死而损坏。左旋齿轮使用左手法则判断轴向力方向，拇指指向轴向力方向，其余四指握起方向就是齿轮旋转方向；右旋齿轮使用右手法则判断轴向力方向，拇指指向轴向力方向，其余四指握起方向就是齿轮旋转方向。因此，当发动机旋转方向为逆时针时，采用主动锥齿轮左旋，使轴向力离开锥顶方向。7）法向压力角法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数。但对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，对于轻负荷工作的齿轮一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。对于弧齿锥齿轮，轿车：一般选用1430或16；货车：为20；重型货车：为2230。对于双曲面齿轮，大齿轮轮齿两侧压力角是相同的，但小齿轮轮齿两侧的压力角是不等的，选取平均压力角时，轿车为19或20，货车为20或2230。结合本例，由于是SUV轿车，因此从动锥齿轮取=19，主动锥齿轮选取平均压力角=20。2.3.4主减速器主动锥齿轮几何尺寸的计算 步骤详见参考文献。6789200.1100.1300.1500.170表2-5双曲面齿轮传动的齿侧间隙B端面模数齿侧间隙端面模数齿侧间隙为提高计算效率，编写VB成程序进行计算!结合本例，可以计算出如下结果：小齿轮节锥角：20.8650266822217大齿轮节锥角：68.7296049761429小齿轮中点螺旋角：42.7626669216693大齿轮中点螺旋角：30.2002039246829大齿轮节锥定点到小齿轮轴线的距离：.5285959大齿轮节锥距：93.89633大齿轮齿顶角：39.457578176692大齿轮齿根角：192.645822862673大齿轮齿顶高：1.17892384756845大齿轮齿根高：6.7091181673089径向间隙：0.9535749大齿轮齿全高：7.88804201487735大齿轮齿工作高：6.93446706620405大齿轮的面锥角：69.3872312790877大齿轮的根锥角：65.518841261765大齿轮外圆直径：175.855355873444大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离：32.4355352494945大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离：.636749207844274大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离：-1.06471851719094小齿轮的面锥角：23.9607589134499小齿轮面锥顶点之大齿轮轴线的距离：3.59045011672397小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离：84.9720197752827小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线的距离：58.1775371802936小齿轮的外圆直径：78.7157907503169小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离：-.845742541368624小齿轮的根锥角：20.15932107544452.3.5“格里森”制主减速器锥齿轮强度计算 在选好主减速器锥齿轮主要参数后，可根据所选择的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，而后根据所确定的计算载荷进行强度验算，以保证锥齿轮有足够的强度和寿命。轮齿损坏形式主要有弯曲疲劳折断、过载折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。下面所介绍的强度验算是近似的，在实际设计中还要依据台架和道路试验及实际使用情况等来检验。1）单位齿长圆周力主减速器锥齿轮的表面耐磨性常用轮齿上的单位齿长圆周力来估算式中，p轮齿上单位齿长圆周力；F作用在轮齿上的圆周力；从动齿轮齿面宽。按发动机最大转矩计算时式中，变速器传动比；D1主动锥齿轮中点分度圆直径；其它符号同前。按驱动轮打滑转矩计算时式中符号同前。许用的单位齿长圆周力见表2-6。在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，有时高出表中数值的2025。参数类别按发动机最大转矩计算时，p=22854103/=1340N/mm，满足设计要求。 按最大附着力矩计算时，p=29726.50.368651031/=1517.7N/mm2）轮齿弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为式中，w锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力；Tc所计算齿轮的计算转矩，对于从动齿轮，Tc=和，对于主动齿轮，Tc还要按式换算；过载系数，一般取1；尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当1.6mm时，=。齿面载荷分配系数，跨置式结构：=1.01.1，悬臂式结构：=1.101.25；质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，=1.0；b所计算的齿轮齿面宽；D所讨论齿轮大端分度圆直径；所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数。上述按计算的最大弯曲应力不超过700MPa；按计算的疲劳弯曲应力不应超过210MPa，破坏的循环次数次。结合本例题，因为从动齿轮受力大，所以应该计算从动齿轮轮齿弯曲强度： 按计算的最大弯曲应力： 其中，Tc=1574.91Nm，ks=0.63，悬臂式支承结构km取1.10，Jw=0.25，其他参数取值同前。 则w=21574.910.631.10103/=436.7Mpa，此计算结果满足要求。 按Tcf计算的疲劳接触应力： 其中Tcf=723.885Nm，ks=0.63，悬臂式支承结构km取1.10，Jw=0.135，其他参数取值同前计算： 则w=2723.8850.631.10103/=353.8993Mpa，此计算结果也满足要求。 3）轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为式中，锥齿轮轮齿的齿面接触应力；主动锥齿轮大端分度圆直径； b取和的较小值；尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取1.0；齿面品质系数，它取决于齿面的表面粗糙度及表面覆盖层的性质，对于制造精确的齿轮，取1.0；综合弹性系数，针对钢齿轮，取232.6Nmm；JJ齿面接触强度的综合系数，取法见参考文献；上述按计算的最大接触应力不应超过2800MPa，按计算的疲劳接触应力不应超过1750MPa。主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的，破坏的循环次数次。结合本设计，计算主动齿轮轮齿接触强度。 按计算的最大接触应力： 其中，Tz=547.7Nm，悬臂式支承结构km取1.10，JJ=0.135，其他参数取值同前。 得J小于许用应力，此计算结果满足要求。 按Tcf计算的疲劳接触应力： 其中，Tz=270Nm，悬臂式支承结构km取1.10，JJ=0.135，其他参数取值同前。 得J小于许用应力，此计算结果也满足要求 2.3.6锥齿轮的材料选择 汽车驱动桥锥齿轮的工作条件非常恶劣，与传动系其它齿轮相比较，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。其损坏形式主要有轮齿根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀、磨损和擦伤等。它是传动系中的薄弱环节。锥齿轮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。汽车主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20Mn2TiB、20CrMnMo、22CrNiMo和l6SiMn2WMoV等。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层，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，故这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于较低的含碳量，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，如果渗透层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层剥落。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m8时为2945HRC，当端面模数m8时为3245HRC。对渗碳层有如下规定：当端面模数m5时，厚度为0.91.3mmm=58时，厚度为1.01.4mmm8时，厚度为1.21.6mm为改善新齿轮的磨合，防止其在运行初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理及精加工后，作厚度为0.0050.020mm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。渗硫后摩擦因数可显著降低，即使润滑条件较差，也能防止齿面擦伤、咬死和胶合。3对称锥齿轮式差速器设计3.1差速器齿轮主要参数选择 1）行星齿轮数行星齿轮数n需根据承载情况来选择。本设计中取：=4。2）行星齿轮球面半径的的确定行星齿轮球面半径反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力，可根据经验公式来确定式中，为行星齿轮球面半径系数，=2.5；为差速器计算转矩，；为球面半径。差速器行星齿轮球面半径确定以后，可初步根据下式确定节锥距：= 3）行星齿轮和半轴齿轮齿数的选择通常我们取较大的模数使轮齿具有较高的强度，但尺寸会增大，于是又要求行星齿轮的齿数应取少些，但一般不少于10。半轴齿轮齿数在1425选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1.52.0的范围内。为使两个或四个行星齿轮能同时与两个半轴齿轮啮合，两半轴齿轮齿数和必须能被行星齿轮数整除，否则差速齿轮不能装配。4）行星齿轮和半轴齿轮节锥角、及模数行星齿轮和半轴齿轮节锥角、分别为锥齿轮大端端面模数为5）压力角 汽车差速齿轮一般采用压力角为2230、齿高系数为0.8的齿形。某些重型货车和矿用车采用25压力角，以提高齿轮强度。6）行星齿轮轴直径d及支承长度L行星齿轮轴直径与行星齿轮安装孔直径相同，行星齿轮在轴上的支承长度也就是行星齿轮安装孔的深度。行星齿轮轴直径d为式中，T0差速器壳传递的转矩，也就是从动锥齿轮计算转矩，可取T0=Td=min进行计算。n行星齿轮数；rd行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，约为半轴齿轮齿宽中点处平均直径的一半，而半轴齿轮齿宽中点处平均直径约为0.8d2，即rd0.4d2；支承面许用挤压应力，取98Mpa。行星齿轮在轴上的支承长度L为3.2差速器齿轮的几何尺寸计算 步骤详见参考文献。3.3差速器齿轮强度计算 差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合传动状态，只有当汽车转弯或左、右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此，对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度计算。轮齿弯曲应力为式中，行星齿轮数；综合系数；、分别为半轴齿轮齿宽及其大端分度圆直径；半轴齿轮计算转矩，；、按主减速器齿轮强度计算的有关数值选取。差速器齿轮与主减速器齿轮一样，基本上都是用渗碳合金钢制造，目前用于制造差速器锥齿轮的材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用结合本例题，进行设计计算：1）主要参数选择计算由于是货车差速器，行星齿轮数n选择4个。行星齿轮球面半径Rb和节锥距A0的确定：Rb=28.565圆整为29，A0=28。确定行星齿轮和半轴齿轮齿数微型货车轮齿强度要求不太高，可以选取行星齿轮齿数z1=12，半轴齿轮齿数z2初选为20，两个半轴齿轮齿数和为32，能被行星齿轮数4整除，所以能够保证装配，满足设计要求。行星齿轮和半轴齿轮节锥角1、2及锥齿轮大端端面模数m由式计算可得：1=31，1=59锥齿轮大端端面模数按照式计算得：m=2.5mm。行星齿轮分度圆直径d1=mz1=30mm；半轴齿轮分度圆直径d2=mz2=50mm。压力角采用推荐值2230，齿高系数为0.8。行星齿轮轴直径d及支承长度L按照式代入数据计算得：d=13.7mm则行星齿轮在轴上的支承长度L=15mm。2）差速器齿轮的几何尺寸计算可以编写计算机程序进行计算，计算结果如下：结合本例，输入z1=12;z2=20;m=4.0;切向修正系数=-0.051;齿侧间隙B=0.102;可得：齿工作高hg=6.400mm齿全高h=7.203mm压力角=22.5节圆直径d1=48.000mm，d2=80.000mm节锥角1=32，2=58节锥距A0=46.648mm齿面宽b=11.321mm齿顶高h1=4.102mm，h2=2.298mm齿根高h1=3.050mm，h2=4.854mm径向间隙c=0.803mm齿根角1=3.686，2=5.996面锥角01=36.959，02=62.762根锥角R1=27.278，R1=53.041外圆直径d01=55.112mm，d02=82.318mm节锥顶点至齿轮外缘距离01=35.338mm，02=20.890mm3）差速器齿轮强度计算n=4，J选取0.257，半轴齿轮齿面宽b2=11.3mm，半轴大端分度圆直径d2前面计算得到64mm，质量系数kv取1.0，由于模数m为4.0，大于1.6mm，因此尺寸系数ks计算得0.629，齿面载荷分配系数km取1.0，半轴齿轮计算转矩T=0.6T0，T0可按照两种形式计算：a)当时，=980MPa；则w=755.5MPa满足设计要求。b)当T0=Tcf时，=210MPa；则w=227MPa，超过设计要求8.1，在采用较好的制造工艺和强度较大的材料后，基本能够满足设计要求。如不满足设计要求，则需要重新选取部分参数重新计算，例如行星齿轮球面半径系数可取较大值，计算较大的球面半径，从而预选出较大的节锥距，算出较大的模数，再通过程序计算出准确的节锥距及其它参数，详细过程略。4半轴设计计算4.1机构形式分析 半轴根据其车轮端的支承方式不同，可分为半浮式、34浮式和全浮式三种形式。半浮式半轴的结构特点是半轴外端支承轴承位于半轴套管外端的内孔，车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩外，其外端还承受由路面对车轮的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半轴有结构简单，质量小，尺寸紧凑，造价低廉的优点，但所受载荷复杂且较大，因此多用于质量较小，使用条件较好，承载负荷也不大的轿车和微型、轻型货车或客车上。34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，而半轴则以其端部凸缘与轮毂用螺钉联接。该形式半轴受载情况与半浮式相似，只是载荷有所减轻，一般仅用在轿车和轻型货车上。全浮式半轴理论上只承受传动系的转矩而不承受弯矩，但实际上由于加工零件的精度和装配精度影响以及桥壳、轴承支承刚度不足等原因，仍可能使全浮式半轴承受一定弯矩。此种结构广泛用于轻型以上各种载货汽车、越野汽车和客车。4.2半轴计算 半轴的主要尺寸是它的直径，在设计时首先根据对使用条件和载荷情况相同或相近的同类汽车同形式半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径，然后对他进行强度核算。计算时应该首先合理的确定在用在半轴上的载荷，应考虑到以下三种可能的载荷工况：纵向力Fx2最大时，最大值为Fz2，附着系数在计算时取0.8，侧向力Fy2=0。侧向力Fy2最大时，其最大值为Fz21，侧滑时轮胎与地面的侧向力系数1在计算时取1.0，没有纵向力作用。汽车通过不平路面，垂向力Fz2最大，纵向力Fx2和侧向力Fy2都为0。由于车轮受纵向力和侧向力的大小受车轮与地面最大附着力限制，所以两个方向力的最大值不会同时出现。半轴计算转矩T及杆部直径全浮式半轴只承受转矩，全浮式半轴的计算载荷可按主减速器从动锥齿轮计算转矩进一步计算得到。即式中，差速器转矩分配系数，对于圆锥行星齿轮差速器可取0.6；按发动机最大转矩和最低挡传动比以及按驱动轮打滑转矩计算较小值确定的主减速器从动锥齿轮计算转矩，单位为Nm，已经考虑到传动系中的最小传动比构