毕业设计（论文）-飞龙牌CS1090E中型货车后桥主减速器及差速器.pdf

飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第1页共34页1绪论1.1主减速器及差速器背景和发展现状：近年来，准双曲面齿轮广泛应用于轿车，轻型货车的基础上，越来越多地在中型和重型货车上得到应用。因为它与曲线齿锥齿轮相比较，不仅齿轮的工作平稳性更好，齿轮的弯曲强度和接触强度更高，还具有主动锥齿轮的轴线可相对从动齿轮轴线偏移的特点。当主动锥齿轮轴线向下偏移时，在保证一定离地间隙的情况下，可以降低主动锥齿轮和传动轴的位置，因而使车身和整个重心降低，有利于提高汽车的稳定性。目前红旗CA7220型和奥迪100型轿车的主减速器也是单级式准双曲面齿轮传动，它的主减速器及差速器装于变速器前壳内，主减速器的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴线不相交，且有一偏心距，主动锥齿轮与变速器的输出轴制成一体。主减速器采用准双曲面齿轮使结构更为紧凑，齿合平稳，噪声小。汽车在行驶过程中，车轮对地面的相对运动有两种状态，滚动和滑动，其中滑动又有滑转和滑移两种。当汽车转弯行驶的时候，内外两侧车轮中心在同一时间内移过的曲线距离显然不同，即外侧车轮移动的距离大于内侧车轮。若两侧车轮都固定在同一刚性转轴上，两轮角速度相等，则此时外轮边滚动边滑移，内轮必然是边滚动边滑转。同样，汽车在不平路面上直线行驶时，两侧车轮实际移过曲线距离也不相等，即使路面非常平直，但由于轮胎制造尺寸误差，磨损程度不同，承受的载荷不同，或冲器压力不等，各个轮胎的滚动半径实际上不可能相等。因此只要各车轮角速度相等，车轮对地面的滑动就必然存在。车轮对地面的滑动不仅会加速轮胎的磨损，增加汽车的动力消耗，而且可能导致转向和制动性能的恶化。所以在正常的行驶条件下，应该使车轮尽可能的不发生滑动。为此，在汽车的结构上，必须保证各个车轮有可能以不同的角度旋转，若主减速器从动齿轮通过一根整轴同时带动两驱动轮，则两轮角速度只能是相等的。因此，为了使两侧驱动轮可用不同的角度旋转，以保证其纯滚动状态，就必须将两侧的车轮的驱动轴断开，而由主减速器从动齿轮通过一个差速齿轮系统，差速器分别驱动两侧半轴和驱动系统。多轴驱动的汽车，各驱动轴之间由传动轴相连。若各桥的驱动轮均以相同的角速度旋转，同样也会发生上述间无差速器相同的现象。为了飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第2页共34页使各驱动桥有可能具有不同的输入角速度，以消除各桥驱动轮滑动现象，可以在不同的驱动桥之间装设轴间差速器。行星齿轮的背面和差速器壳相应位置的内表面，均组成球面，保证行星齿轮对正中心，以利于和两个半轴正确齿合。由于行星齿轮和半轴齿轮是锥齿轮传动，在传递转矩时，沿行星齿轮的轴线作用很大的轴向力，而齿轮和差速器壳之间又有相对运动。为了减少齿轮和壳的磨损，在半轴齿轮和差速器之间，装有软钢的半轴齿轮推力垫片而在行星齿轮与和差速器壳之间，装有软钢的行星齿轮球面垫片，当汽车行驶一定里程，垫片磨损之后，可以换上新垫片，以提高差速器寿命。差速器靠主减速器壳中的润滑油润滑。在差速器壳体上开有窗口，供润滑油进出。为保证行星齿轮和十字轴轴颈之间有良好的润滑，在十字轴轴颈上铣出一平面，并有时在行星齿轮的齿间砖有油孔。微型，轻型货车和大部分轿车的车桥，因为主减速器输出的转矩不大，可以用两个行星齿轮，因而行星齿轮轴相应为一根直轴销，差速器壳也不必分为左右两半，而制成整体式，其前后两侧都开有大窗孔，以便安装行星齿轮和半轴齿轮。奥迪100型轿车差速器就是这种结构。1.2主减速器、差速器的作用主减速器的功用就是将输入的转矩增大并相应的降低转速，以及发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。主减速器的结构形式有很多，有圆柱齿轮式，圆锥齿轮式和准双曲面齿轮式。差速器的功用是当汽车转弯行驶或在不平路面上行使时，使左右驱动车轮以不同的转速滚动，即保证两侧驱动车轮作纯滚运动。飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第3页共34页2主减速器的设计2.1主减速器的型式及选择驱动轴主减速器为适应使用要求发展有多种结构型式：如单级主减速器，双级主减速器，双速主减速器和单级主减速器加轮边减速器等。2.1.1单级主减速器单级主减速器常由一对圆锥齿轮所组成。这对锥齿轮的传动比是根据整车动力性和燃料经济性的要求来选定的。它的结构简单，重量轻，所以在可能条件下尽量采用单级主减速器的型式。然而单级主减速器的传动比一般在3.5-6.7，太大的传动比将会使从动锥齿轮的尺寸过大，影响驱动轴壳下的离地间隙。离地间隙小；汽车的通过性就差，这就限制了从动锥齿轮的最大尺寸。2.1.2双级主减速器双级主减速器是由第一级圆锥齿轮副和第二级圆柱齿副轮或第一级圆柱齿副和第二级圆锥齿轮副所组成。采用双级主减速器可以避免达到两个目的：一是可以获得很大的传动比610。其二是采用双级减速后，第二级的传动比可以小一些，由此第二级的从动齿轮尺寸在茶速器的安装尺寸允许的情况下可以相应的减小，由此而减小轴壳外形尺寸，增加了离地间隙。而双级主减速器的重量及制造成本都比单级主减速器的要求高。双速减速器内由齿轮的不同组合可以获得两种传动比。一般双速主减速器用在42式货车上，而行星齿轮式双速减速器结构紧凑，其轴壳与减速器壳都可于非双速的通用，不过具双速减速器的后轴增加了非簧载重量。2.1.3单级主减速器和轮边减速器越野车，重型矿用车和重型货车需要驱动轴有较大的减速比，同时要求有很大的离地间隙，因此发展了轮边减速器。由于整车尺寸的限制，外齿合圆柱齿轮副在布置上要设在制动器里面，必然使做制动鼓得很大。而在目前所需要的制动功率情况下，制动鼓与轮胎钢圈之间的剩余空间很小。随着汽车功率的增加，而需要更大的圆柱齿轮时，布置这种型式的轮边减速器就会更加困难。根据要求采用了单级主减速器。其传动比为6.33。2.2主减速器齿轮的齿型飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第4页共34页汽车主减速器内广泛采用的是螺旋圆锥齿轮。它包括圆弧齿锥齿轮，延伸外摆线齿锥齿和双曲面齿轮等。根据要求选用准双曲面齿轮，在过去仅在轿车的主减速器上采用准双曲面齿轮传动。由于它优点多，随着加工工艺质量的提高及双曲面齿轮油产量的增加，因此近年来在中型，重型货车的驱动轴上已大量的应用双曲面齿轮传动。双曲面齿轮传动是齿轮式空间传动的一种。双曲面传动的节面是两个单叶双曲线回转体相交形成的。实际上是有一根母线绕转动轴心线旋转而形成的。双曲面就是取其截头圆锥面，为了便于制造，将节面上的双曲面线部分取为直线，形成近似的双百方针曲面。所以叫准双曲面齿轮传动。双曲面齿轮传动的两齿轮的轴彼此交错而并不相交。小齿轮中心线距大齿轮中心线在空间偏移一距离，此距离以E表示为偏移距。汽车驱动轴主减速器锥齿轮副的传动比大于4.5时选用准双曲面齿轮最合适，传动比小于是时应考虑选用螺旋锥齿轮。双曲面齿轮传动由于主动齿轮轴线与从动齿轮轴线偏移了一个距离引起齿面间的纵向滑移，且齿面间的压力很大，因此对润滑的要求很高，在使用中必须采用双曲面齿轮润滑油。2.3双曲面齿轮的设计齿轮型式选定后可以进行载荷计算，参数的初步计算，齿轮几何尺寸计算和强度计算等，可以根据计算结果拟定齿轮工图。2.3.1齿轮载荷的确定影响汽车驱动轴锥齿轮副合理设计的重要因素之一是要合适地选择齿轮副上所受到的扭矩。过去计算扭矩是根据发动机的最大输出扭矩推算出从动锥齿轮上的扭矩，或根据轮胎不打滑时的最大附着力来计算，而这2种情况比较极端，它不能反映齿轮副在日常工作时所受的载荷。一种新的分析驱动轴计算扭矩的方法是从日常工作载荷和整车性能出发来考虑的，这样一来计算扭矩为性能扭矩或日常行使扭矩。按日常行使扭矩MG确定从动锥齿轮上载荷Ga-汽车总质量。N，Ga=91135Nrr-车轮滚动半径，m，rr=509mm=0.509mrim-从动锥齿轮到轮边的传动比，包括轮边减速传动比；im=1d-驱动轴传动效率，螺旋锥齿轮取95%，双曲面齿轮取90%d=90%飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第5页共34页fa-公路坡度系数fa=0.07fj-性能系数，他代表汽车在坡度上的加速能力，仅在发动机功率或扭矩与车重之比大的汽车才能在驱动轮上发出大的速度，汽车总重量对于发动机最大使用扭矩之比称为性能比般来说发动机最大使用扭矩是发动机外特性最大扭矩的80%到90%；然而，对于有许多用动力转向要附带油泵的发动机来说最大使用扭矩可能小一些，jf可以按下面式确定M-发动机最大使用扭矩，N.mf-道路滚动阻力系数。f=0代入数据按发动机最大使用扭矩来确定从动锥齿轮上的载荷式中Memax发动机最大扭矩，N.m；Memax=353N.mC-考虑由于接合离合器发生冲击超载系数，对于液力自动变速器C=1.0；机械变速器：性能系数jf=0的汽车C=1；性能系数jf0的汽车C=2.0或由经验选定。C=1i1-变速器一传动比；i1=7.31if-分动器传动比，if=1i0-主减速器到从动锥齿轮处的传动比；0-主减速器机械效率90%；0=90%n-驱动轴数n=1K-液力变矩器变矩比，K=1.75代入数据飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第6页共34页按驱动轮打滑扭矩确定从动锥齿轮载荷M2-加速时重量转移系数；M2=1.15-轮胎与路面间的附着系数取=0.85rr-车轮滚动半径，rr=509mm=0.59mim-车轮到从动锥齿轮间的传动比im=1-车轮到从动锥齿轮间的传动效率，=0.96.0.98.0.99=0.9314代入数据2.3.2锥齿轮主要参数的选择2.3.2.1主动锥齿轮的参数选择为了得到理想的齿面重合系数，大小齿轮的齿数和应不少于40。经经验证明，如果齿数比表中的少，则重合系数将减少，致使齿轮传动不平稳，此时也应检查是否有根切产生。如果齿数超过表中所列的数字，齿轮的实际参数可能不合理。传动比根据查表得Z1=62.3.2.2从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数的确定就单级主减速器，从动锥齿轮的分度圆直径D2对驱动轴壳尺寸有影响，尺寸大影响轴壳离地间隙，D2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。选从动锥齿轮的大端分度圆的直径D2的经验公式为其中KD=15，代入数据飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第7页共34页从动锥齿轮的分度圆直径选好后可以按来计算齿轮大端的端面模数。2.3.2.3齿面宽b的确定一般推荐齿面宽的数值，对于螺旋锥齿轮b=1.6mm时，当m16mm时，ks=05；km为齿面载荷分配系数，跨置式结构：km1011，悬臂式结构：km110125；kv为质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，kr10；b为所计算的齿轮齿面宽(mm)；D为所讨论齿轮大端分度圆直径(mm)；Jw为所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数。代入数据得飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第10页共34页上述按minTceTcs计算的最大弯曲应力不超过700MPa；按Tcf计算的疲劳弯曲应力不应超过210MPa，破坏的循环次数为6103。2.3.3.3轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为式中，J为锥齿轮轮齿的齿面接触应力(MPa)；D1为主动锥齿轮大端分度圆直径(mm)；b取b1和b2的较小值(mm)；ks为尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取10；kf为齿面品质系数，它取决于齿面的表面粗糙度及表面覆盖层的性质(如镀铜、磷化处理等)，对于制造精确的齿轮，ks取10；Cp为综合弹性系数，钢对钢齿轮，Cp取2326N12mm；JJ为齿面接触强度的综合系数.代入数据得上述按minTceTcs计算的最大接触应力不应超过2800MPa，按Tcf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.2.3.4主减速器锥齿轮轴承的载荷计算2.3.4.1锥齿轮齿面上的作用力锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。(1)齿宽中点处的圆周力齿宽中点处的圆周力F为F=2TDm2式中，T为作用在从动齿轮上的转矩；Dm2为从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径，由式确定，即Dm2=D2-b2sin2式中，D2为从动齿轮大端分度圆直径；b2为从动齿轮齿面宽；2为从动齿轮节锥角由FiF2=cos1cos2可知，对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的；对于双曲面齿轮副，它们的圆周力是不等的。(2)锥齿轮的轴向力和径向力图2-1为主动锥齿轮齿面受力图。其螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针。FT为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力。在A点处飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第11页共34页的螺旋方向的法平面内，FT分解成两个相互垂直的力FN和Ff。FN垂直于OA且位于OOA所在的平面，Ff位于以OA为切线的节锥切平面内。Ff在此切平面内又可分解成沿切线方向的圆周力F和沿节锥母线方向的力Fs。F与Ff之间的夹角为螺旋角，FT与Ff之间的夹角为法向压力角。这样有F=FTcoscosFN=FTsina=FtanacosFs=FTcossin=Ftan于是作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力Faz和径向力Frx分别为Faz=FNsin+FscosFrz=FNcos-Fssin若主动锥齿轮的螺旋方向和旋转方向改变时，主、从动齿轮齿面上所受的轴向力和径向力见下表。注：1公式中的节锥角7，在计算主动齿轮受力时用面锥角代之；计算从动齿轮受力时用根锥角代之。飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第12页共34页2计算结果如轴向力为正，表明力的方向离开锥顶，负值表示指向锥顶；径向力是正值，表明力使该齿轮离开相啮合齿轮，负值表明力使该齿轮靠近相啮合齿轮。3当计算双曲面齿轮受力时，o为轮齿驱动齿廓的法向压力角2.3.4.2锥齿轮轴承的载荷当锥齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，根据主减速器齿轮轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。图22为单级主减速器的悬臂式支承的尺寸布置图.轴承上的载荷确定后，很容易根据轴承型号来计算其寿命，或根据寿命要求来选2.4齿轮的材料汽车驱动轴锥齿轮的工作条件是相当繁重的，与传动系其他齿轮比较，它的特点有：载荷大，作用时间长，变化多，有冲击等。因此，在传动系中主减速器齿轮往往是个薄弱的环节，需要给予重视。对驱动轴锥齿轮的材料及热处理有下面的一些要求：1要具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面要有较高的耐磨性。因此，齿表面应有高硬度。2齿轮芯部应有适当的的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿轮根部折段。3钢材的锻造性能，切削加工性能与热处理性能要良好，热处理变形小或变形规律易控制，以提高产品的质量，缩短制造时间，减少生产成本降低废品率。4选择锥齿轮材料的合金元素时要适应我国的情况。汽车主减速器与差速器齿轮基本上都用渗碳合金钢制造。我国目前用于制造主减速器锥齿轮的渗碳合金钢号有：18CrMnTi22CrMnMo20CrNiMo16SiMn2WMoV用于制造差速飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第13页共34页器器齿轮的钢有：18CrMnTi20CrMnTi22CrMnMo20Cr等。2.5主减速器齿轮的支承2.5.1主减速器齿轮的支承型式主减速器中必须保证主从动齿轮的齿合状况良好，才能使他们很好的工作。齿轮的齿合好坏，除了与齿轮的加工质量，齿轮的装配调整有关外，还与齿轮的支承刚度有关。所以圆锥齿轮与双曲面齿轮的安装必须保证它有足够的支承刚性，这是锥齿轮能否平稳齿合并有高的使用寿命的重要因素之一。2.5.1.1主动锥齿轮的支承主动锥齿轮的支承型式可以分为两种：一种是悬臂式支承，另外一种是跨置式支承如下图所示：（1）悬臂式支承的特点是：在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装了2个圆锥滚子轴承，为了减少悬臂长度和增加支承的距离b，应使圆锥滚子轴承的大端朝外，这样可以使作用在齿轮上离开轴颈的轴向力由靠近齿轮的轴承受，而反向的轴向力则由另外一轴承承受。这样安装可以增加两轴承的支承间的距离以改善支承刚度。悬臂式支承一般用在传递扭矩较小的情况下，在满足支承刚度的要求下，使用悬臂式支承可以使布置容易而且结构简单。（2）跨置式支承的特点是：锥齿轮的两端均用轴承支承，这样布置增加了支承刚度，同时还使轴承负荷减小了，齿轮齿合条件改善，因此齿轮的承载能力较悬臂式的高。然而因主动小齿轮和从动齿轮之间的空间很小，致使主动齿轮小端处的支承座和轴承的尺寸受到限制。增加了小齿轮小端前支承，也给主减速器的壳体的铸造及加工带来了困难。在需要传递较大扭矩情况下悬臂式支承难以满足刚度要求，而壳体中的空间又允许安装飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第14页共34页轴承，最好采用跨置式支承。根据分析本方案采用悬臂式支承。2.5.1.2从动锥齿轮的支承从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支承。为了增加支承刚度，支承间距离c+d应尽量缩小。然而，为了使从动齿轮背面有足够的位置加强筋，距离c+d应不小于从动齿轮分度圆直径的70%。圆锥滚子轴承应该这样安装，滚子的大端向内，锥齿轮上所产生的的轴向力应由轴承来承受。为了使两个轴承之间的载荷尽量达到均匀分布和便于增加固定从动齿轮的凸缘以及设置加强筋，尺寸c最好接近d。从动锥齿轮的支承刚度亦甚重要，可用轴承外侧螺母给予调节，使轴承具有一定的预紧力，亦有在大锥齿轮的背面装置支承销以及从动锥齿轮与差速器装合后其支承座与轴壳之间有配合尺寸。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(图23)。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24所示2.6主减速器的结构设计进行结构设计时，必须与制造和使用修理密切结合起来。结构设计时候如果对结构细节考虑不周，它回严重影响产品的性能和质量。2.6.1主减速器齿轮外形设计任何齿轮加工的好坏，很大程度上决定于齿轮的外形设计，所以设计时必须考虑影响齿轮加工质量，经济效果等的重要因素。所以设计的齿轮应该避免产生过大的应力集飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第15页共34页中和引起严重变形。汽车主减速器从动锥齿轮常见有两种基本结构形式：有副板式；无副板式在中型或重型货车上，主减速器从动锥齿轮多数采用有副板式结构，根据分析本方案也采用有副板式。2.6.2锥齿轮的调整为了保证锥齿轮副的正常啮合，在装配后，对齿轮副需要检验调整，以保证齿轮副的啮合印迹正常。为此，在设计时应考虑齿轮的调整装置。2.6.3润滑主减速器齿轮，差速器和轴承都要进行润滑。为了防止差速器和轴承内由于温度高使壳内部分气压加大而引起漏油，常在减速器壳上装有通气塞，通气塞的位置应在隐蔽而不易为油溅及处。加油孔应该设在加油方便之处，油孔位置应该是油面的高度位置。放油孔的位置应该设在轴壳的最低点，以便在换油时能把油放尽。但是也不能把油塞突出于客最低点太多，这样汽车通过障碍时，油塞容易碰落，从而齿轮，轴承和差速器等由于缺油而烧损。对于主动锥齿轮轴上的润滑应该特别注意，该轴承距齿轮较远是无法采用飞溅润滑的。为了使后轴承润滑，需要设法引润滑油到达轴承处，于是常在从动齿轮的前端近小齿轮处的主减速器壳体上设有直通后轴承，靠齿轮飞溅出来的油，流入油口，使润滑油流到后轴承处2.6.4提高从动锥齿轮支承刚度的措施在承受负荷的减速器中，有时候从动锥齿轮的尺寸较大，为提高从动齿轮的刚度，有些是在齿轮背后设有承推销。在齿轮没有负荷的情况下，承推销与齿轮背平面间的间隙大约为0.25mm。飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第16页共34页3差速的设计3.1差速器结构形式选择3.1.1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3.1.1.1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3-1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1+220（3-1）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，由下式确定飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第17页共34页结合式(3-2)可得定义快慢转半轴的转矩比kb=T2T1则kb与k之间有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。3.1.1.2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32)。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：式中，rf为摩擦片平均摩擦半径；rd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。飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第18页共34页摩擦片式差速器的锁紧系数k可达06，kb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。3.1.1.3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min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Ft为式中，G2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Ft为可见，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（+min）2min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，但牵引力仍超过飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第19页共34页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。3.1.2滑块凸轮式差速器图3-3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3-4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飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第20页共34页图3-4滑块受力图式中，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。由上式可得因此，凸块式差速器左、右半轴的转矩比kb为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。但其结构较复飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第21页共34页杂，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。3.1.3蜗轮式差速器蜗轮式差速器(图35)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。3.1.4牙嵌式自由轮差速器牙嵌式自由轮差速器(图36)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，使外侧从动环与飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第22页共34页主动环脱开，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。3.2差速器齿轮设计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度转动。差速器按其结构特征可以分为齿轮式，凸轮式，蜗轮式，和牙嵌自由轮式等多种形式。在这里我们选用凸轮式差速器，汽车上广泛采用的是对称锥齿轮式差速器，它具有结构简单，质量较小等优点，应用广泛，它还可以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。注意的是在确定从动齿轮尺寸时应该考虑差速器的安装。差速器的外壳尺寸也受到从动齿轮以及主动小齿轮前支承的限制。普通锥齿轮式差速器结构简单，工作平稳可靠，所以广泛用于一般条件的汽车驱动桥中。如图3-7所示飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第23页共34页图3-7普通锥齿轮式差速器示意图图中0为差速器壳的角速度；1，2分别为左右半轴的角速度；T0为差速器壳接受的转矩；Tt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。根据运动分析得1+2=20显然，当一侧半轴不转时，另外一侧的半轴以2倍的的差速器壳体角速度旋转；当差速器壳体不转动时，左右半轴将等速度反向旋转。根据力矩平衡可得T1+T2=T0T2+T1=Tt差速器性能常以锁紧系数k来表示，定义为差速器的内摩擦力矩与差速器壳接受的转矩之比，由下式确定所以T1=0.5T0（1-k）T2=0.5T0（1+k）定义慢快转半轴的转矩比则kb与k之间有普通锥齿轮差速器的锁紧系数k一般为0.05-0.15，两半轴转矩比为1.11-1.35，这说明左右半轴的转矩差别不大，所以可以认为分配给两轴的转矩大致相等，这样的分配比列对于在良好的路面上行驶汽车来说最合适的。但当汽车在越野行驶或泥泞等的路面上行驶，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的减小，无法发挥潜在牵引力，以至汽车停驶。飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第24页共34页3.3差速器齿轮主要参数的选择3.3.1行星齿轮数目的选择从主减速器传来的扭矩要通过差速器分配给车轮。为此，差速器的行星齿轮需要根据承载情况选择行星齿轮数目。货车大多采用四个行星齿轮，多于四个行星齿轮的在安装上会有困难。采用行星齿轮的数目多了，每个行星齿轮上的力就可以减小。n=43.3.2行星齿轮的球面半径Rb汽车驱动轴锥齿轮式差速器的尺寸决定于差速器行星齿轮背面的球面半径。球面半径也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，因此在一定程度上表征了差速器的强度。球面半径可以根据经验公式来确定式中Rb-差速器行星齿轮背面半径，mm；Kb-行星齿轮球面半径系数，Kb=2.5-2.97，对于有四个行星齿轮的货车取最小值。取Kb=2.5Md-差速器的计算扭矩，Md=25726.24代入公式得差速器的行星齿轮的计球面半径bR确定后，可以根据下面的公式选其节锥距A0=（0.98-0.99）Rb，mm；（3-14）代入数据得A0=73.062mm3.3.3行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择差速器行星齿轮的球面半径Rb或节锥距A0确定后，差速器的齿轮的大小也就基本上确定了，为了得到较大的模数，从而使齿轮有较高的强度，应该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14-25这里取Z1=22。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1.5-2的范围内。Z2=113.3.4压力角过去汽车差速器都采用压力角为20o，齿高系数为1的齿行，这种规定了最少齿数为飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第25页共34页13。由于最少齿数较多，因此在一定分度圆的尺寸限制下，模数势必减少，如果行星齿轮的齿数减少到10时，则必须降低齿高系数并应用较大的修正量才能保证小齿轮不被根切和齿顶不变尖。目前汽车差速器齿轮大都采用压力角为20o30，齿高系数为0.8的齿形。所以本方案也采用这样的压力角。因为这样压力角增大，最少齿数就可以减少到10，并且在小齿轮不变尖的条件下还可以由切向修正加大半轴齿轮厚度，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋向于等厚度。这样可以用较大的模数，在差速器空间不变的情况下，可以提高齿轮的强度。3.3.5行星齿轮的和半轴齿轮节锥角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3.3.6齿形参数齿工作高度hg=1.6m=10m-模数mm齿径向间隙c=0.188m+0.051=1.2mm齿全高h=hg+c=1.788m+0.051=11.3mm.但m2.54时，对齿间底表面不需要高度的加工光洁度，册对于模数为2.54或更大的齿轮建议在粗切时将切齿深度比计算的齿轮全高增加0.13mm，这是为了使精切时刀顶不参加切削。3.3.7行星齿轮轴直径d及支承长度L的确定飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第26页共34页行星齿轮中对轴的支承长度L取L=1.1d式中M0-差速器传递扭矩，N.m；M0=25726.24n-行星齿轮数rd-行星齿轮支承面中点到锥顶的距离mm，rd差不多等于，d2是半轴齿轮齿宽中点处的平均直径，而大致等于80%D2；c-支承面允许挤压应力c=98Nmm2代入数据计算得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w(MPa)式中，n为行星齿轮数；J为综合系数；b2、d2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)T=0.6T0；kv、ks、km按主减速器齿轮强度计算的有关数值选取。经过计算得飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第27页共34页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。飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第28页共34页4结论本文所设计的是中型货车的主减速器级和差速器。在设计主减速器采用了单级主减速器，它可以满足了汽车的动力性能要求。它常由一对圆锥齿轮所组成，这对锥齿轮的传动比是根据整车动力性能和燃料经济性的要求来选定的，它还具有结构简单，体积小，齿合平稳，噪声小，重量轻和传动效率高等优点。单级主减速器的传动比一般为3.5-6.7，太大的传动比将会使从动追齿轮的尺寸过大，影响驱动轴壳下的离地间隙。离地间隙小；汽车的通过性就差，这就限制了从动锥齿轮的最大尺寸。在设计主减速器齿轮时采用了准双曲面齿轮，过去仅在轿车的主减速器上采用双曲面齿轮传动，由于它的优点多，随着加工工艺质量的提高以及双曲面齿轮油产量的增加，因此近年来在中型和重型货车的驱动轴上已大量地应用双曲面齿轮传动。双曲面齿轮传动是齿轮式空间传动的一种。双曲面传动的节面是两个单叶片双曲线回转体相交形成的。虽然准双曲面齿轮工作时，齿面间有较大的相对滑动，齿间压力大等缺点，但它与曲线锥齿轮相比工作平稳性更好，齿轮的弯曲强度和接触强度更高，还具有主动齿轮的轴线可相对从动齿轮轴线偏移的特点。值得注意的是为了减少摩擦，提高效率，必须用含防刮伤加剂的准双曲面齿轮油，决不允许用普通的齿轮油代替，否则将使齿轮齿面迅速擦伤和磨损，大大的降低了使用寿命。在汽车行驶中，很多因素会导致左右车轮行驶的路程产生差别，为此汽车传动系统中安置了差速器。大多数汽车都属于公路运输车，车轮间装置对称式锥齿轮差速器，他把扭矩大致平均地分配给半轴，并允许车轮有相对的转动。但是，当一个车轮由于道路附着力不够打滑时，这种锥齿轮差速器不能在两个车轮上充分地利用驱动力矩，因为它有平均分配扭矩的特点，传给两个车轮总的最大力矩不能大于在道路附着条件差的打滑车轮上所发出的力矩的两倍。当然这个力矩值是比较小的，是无法驱动汽车的。如非公路运输的或经常行驶在差的道路条件下的汽车，对称式的锥齿轮差速器会影响汽车的通过性。因此，目前许多越野车，重型货车的差速器结构上采取了措施，如用差速锁或高性能差速器以提高汽车的通过能力。飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第29页共34页参考文献1陈家瑞汽车构造（下册）北京：机械工业出版社，2004.7.2吉林工业大学汽车教研室编汽车设计机械工业出版社，19817.3孙恒，陈作模机械原理（第六版）北京：高等教育出版社20008.4王昆，何小柏等机械设计课程设计北京：高等教育出版社20016.5王万钧，胡中任实用机械手册（下册）北京：中国农业机械出版社，19843.6林宁，汽车设计北京：机械工业出版社，1999.7飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第30页共34页致谢为期三个月的毕业设计马上就结束了，在这段时间内，我学到了很多东西，在毕业设计的前期，由于工作实习的原因，耽误了一个月的实习时间，在回来以后，我终于还是赶上了大家的设计进度，在此，我要感谢我的指导老师雷正保老师的督促与指导。这次的毕业设计，我不仅学到了关于汽车后桥主减速器的设计与计算的一些方法，为我以后的工作奠定了很好的理论基础，而且也巩固了对CATIA这个软件的各方面的应用的能力。在设计过程中，雷老师对我悉心教导，给我提供了大量的数据资料和建议，告诉我应该注意的细节问题，为我指出错误。这些严谨的工作作风，让我收获了很多工作、做人的道理。最后，再一次衷心感谢在设计过程中帮助过我的老师、同学，祝你们身体健康，万事如意。飞龙牌CS1090E中型货车主减速器及差速器的设计第31页共34页附录1、使用数据最高车速（满载、无拖挂）90Kmh最大爬坡度（满载、无拖挂、在干燥硬实路面上、坡长不小于15m）28%最大制动距离（满载、无拖挂、在干燥平坦的沥青或混凝土路面上、车速30Kmh）8m驻车制动效能在20%坡度条件下使用，汽车应能可靠地停住每百公里油耗量（满载、无拖挂、在平坦良好路面上、车速40-50Kmh）26.5L100km最大续使时里程600km2、结构数据1）发动机型号EQ6100-1型形式四冲程、水冷、直列六缸、顶置气门、化油器式汽油发动机气缸直径(镶干式缸套)100mm活塞行