毕业设计（论文）-差速器的结构设计及工艺分析.pdf

太原工业学院毕业设计 毕 业毕 业 设 计设 计 差速器的结构设计 及工艺分析 学生姓名学生姓名： 学号学号： 系系 部：部： 专专 业：业： 指导教师：指导教师： 2014 年 6 月 李致远 102011435 机械工程系 机械设计制造及其自动化 胡晋智 太原工业学院毕业设计 诚信声明 本人郑重声明：本论文及其研究工作是本人在指导教师的指导下独立完成的，在 完成论文时所利用的一切资料均已在参考文献中列出。 本人签名： 年 月 日 太原工业学院毕业设计 差速器的结构设计及工艺分析 摘要摘要：为所选车型奥迪 Q7 2014 款 40TFSI Quattro 专享型轿车设计了一款完全依照中 国国家标准设计的托森中央差速器，并对差速器中的直齿圆柱齿轮进行了工艺路线的 分析。为了适应中国国家标准，该差速器在结构上不再沿用最初由美国格里森公司设 计开发的三对蜗轮轴中心对称结构，而改为两对蜗轮轴沿两蜗杆公轴线对称分布的结 构，这样的结构降低了差速器的加工和装配难度，对于应用广泛但长期被外国垄断的 托森中央差速器的国产化提供了一个颇具参考价值的实例。 关键词关键词：托森中央差速器，结构设计，工艺分析 Structural design and processing technic analysis for Torsen central differential Abstract: A design for Torsen central differential is finished fully based on CNS (Chinese National Standards) for exclusive version of Audi Q7 40TFSI Quattro 2014 as picked. And a processing route is analysed for straight toothed spur gear from the differential. In order to adhere to CNS, the differential is designed not with the structure that was originally developed by Gleason Corporation, USA, in which three pairs of worm gear shafts are centrosymmetric, but with the one in which two pairs of worm gear shafts are symmetric with each other over an axis that two worms share. Such structure would simplify the assembling and processing and provide an example of localisation for Torsen central differential, which has its broad application and a long-standing foreign monopoly, with a substantial reference value. Key words: Torsen central differential, structural design, processing technic analysis 太原工业学院毕业设计 I 目录目录 1.前言 1 2.托森A型中央差速器简介 3 2.1 托森差速器的工作过程 4 2.1.1 当 1 n= 2 n时， 汽车直线行驶 4 2.1.2 当 1 n 2 n时， 汽车转弯或某侧驱动桥车轮与地面附着力减小5 2.2 托森差速器的转矩分配原理 5 3.零件设计 7 3.1 所选车型的技术参数 7 3.2 蜗轮、蜗杆设计 7 3.2.1 选择蜗杆传动类型及主要参数 7 3.2.2 选择材料及其热处理 7 3.2.3 按齿面接触疲劳强度进行蜗杆传动中心距设计 8 3.2.4蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸 11 3.2.5 校核齿根弯曲疲劳强度12 3.2.6 蜗杆传动热平衡计算13 3.3 直齿圆柱齿轮设计15 3.3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 15 3.3.2 按齿面接触疲劳强度设计15 3.3.3 校核齿根弯曲疲劳强度18 3.3.4 几何尺寸计算19 3.4 蜗轮轴设计19 3.4.1 求解作用在轴上的转速 n、 转矩 T、 功率 P 19 3.4.2 选择轴的材料19 3.4.3 按抗扭强度初步估算轴的最小直径19 3.4.4 轴的结构设计20 3.4.5 按弯扭组合强度条件校核轴的强度23 3.5 蜗杆轴设计24 3.5.1 特别说明24 太原工业学院毕业设计 II 3.5.2 选择轴的材料25 3.5.3 计算轴传递的功率、转速 25 3.5.4 确定轴的最小直径并校核26 3.5.5 轴承的选用和定位26 3.6 空心驱动轴设计27 3.6.1 选择轴的材料并确定许用应力值27 3.6.2 计算轴传递的功率、转速 27 3.6.3 确定轴的外径和内径并校核27 3.6.4 轴与差速器壳体的周向、轴向定位 28 4.直齿圆柱齿轮的工艺分析 29 4.1 类型及功用29 4.2 结构分析29 4.3 零件的毛坯29 4.4 粗基准的选择29 4.5 精基准的选择30 4.6 零件加工工艺路线的拟定30 4.7 工序设计及工序尺寸的计算31 4.7.1 车端面31 4.7.2 车内孔31 4.7.3 滚齿32 结论 33 参考文献 34 致谢 35 太原工业学院毕业设计 1 1.1.前言前言 从 20 世纪 80 年代开始，汽车传动系统的驱动力分配技术几乎是伴随着托森差速 器的应用而发展的。1986 年，当奥迪公司首次将托森 A 型中央差速器安装在奥迪 100 （C3）轿车上时，由奥迪公司持有专利的 Quattro（四轮驱动）技术正式发展到了第 二代主动限滑中央差速器时代，托森差速器也随之正式进入人们的视野。在那之 后的十多年中，装备了具备卓越限滑性能的托森中央差速器的奥迪四驱赛车一次又一 次地在世界最顶级的汽车拉力赛法国勒芒汽车拉力赛中击败各路强劲对手而斩 获头名。由以托森中央差速器为核心的四轮驱动系统带来的这一令人瞠目结舌的战绩 使得国际汽联为了维护比赛机会均等原则，不得不颁布一条新的赛规：从 1998 年 1 月 1 日起全面禁止一切四轮驱动车辆参加比赛。这项规定虽然让人们再也无法看到装 有托森中央差速器的四驱赛车在勒芒拉力赛上的披荆斩棘和所向披靡，然而，被迫转 向民用领域发展的托森差速器却以一种更贴近普通民众生活的方式继续着它的表演。 随着奥迪公司在1994 年和1997年相继推出的装备有托森B 型中央差速器的奥迪 100（C4）轿车和装备有经过优化的托森 A 型中央差速器的奥迪 A8（D2）轿车上市 不久即受到市场的热烈追捧，美国格里森公司和它的托森差速器也成为了中高端汽车 界炙手可热的明星。直到今天，奥迪所推出的具备四驱功能的轿车几乎全部配备有托 森差速器，不仅如此，大众、悍马、雷克萨斯、丰田、福特、雪佛兰、本田、沃尔沃 等众多国际知名汽车厂商也相继将格里森公司的托森差速器装在其最新的产品上推 向市场。这一切让托森差速器这一纯机械式主动限滑差速器中的典型代表无可争议地 成为了 20 世纪继转子发动机以后精妙机械设计的典范。 然而，这一集 20 世纪汽车传动系统革新于大成的高性能产品的设计和生产一直 被如美国格里森公司这样的海外公司所垄断。各国汽车厂商，尤其是我国汽车厂商要 以极高昂的费用为其产品购配托森差速器，托森差速器的国产化需求日趋明显。 为了改变这一格局，同时便于相关技术国产化后的推广，本课题将依照中国国家 标准局所规定的机械类零件设计标准为奥迪 Q7 2014 款 40TFSI 专享型轿车设计一款 托森式中央差速器。由于零件在依照中国国家标准设计时，若继续采用美国格里森公 司依照其自有标准设计开发的三对蜗轮轴沿两蜗杆公轴线中心对称的结构（下称格里 森式结构） ，可能出现零件空间干涉；同时，这样的零件布置方式会致使差速器壳体 的结构异常复杂，不利于加工；而且在实际装配时需要工人较高的操作技术和装配经 太原工业学院毕业设计 2 验，在产品国产化初期不便于相关技术的迅速成熟和推广。因此，本设计将以经优化 的托森 A 型中央差速器为原型，对其结构进行简化，以期新的结构及其技术能更好地 适应该产品国产化初期的相关需求。 简化后的核心结构预计将采用 2 对蜗轮分别与 2 个蜗杆相啮合的方案，直齿圆柱 齿轮减少到 8 个（每个蜗轮轴上安装 1 对） ，蜗轮轴减少到 4 个（每个蜗轮轴上安装 1 个蜗轮） ，差速器的总体结构沿两蜗杆公轴线对称。这样，零件间的干涉问题能够得 到很好地解决，而且，零件数量的减少将大大降低装配和制造的难度。同时，经结构 简化后的差速器仅在零件数量和各零件所受载荷大小上与格里森式结构的托森差速 器有所不同，其工作原理和转矩分配特性与后者完全一致。 本课题将设计以下零件：蜗轮、蜗杆、直齿圆柱齿轮、蜗轮轴、蜗杆轴、空心驱 动轴。完成零件设计后将对差速器中的直齿圆柱齿轮进行工艺路线的分析。 太原工业学院毕业设计 3 2.托森托森 A 型中央差型中央差速器简介速器简介 每辆汽车都要配备有差速器，我们知道普通行星齿轮式差速器的作用：第一，它 是一组减速齿轮，使从变速箱输出的高转速转化为正常车速；第二，可以使左右驱动 轮速度不同，也就是在弯道时对里外车轮输出不同的转速以保持平衡。它的缺陷是在 经过湿滑路面时就会因打滑失去牵引力。而如果给差速器增加限滑功能就能满足轿车 在恶劣路面具有良好操控性的需求了，这就是限滑差速器(Limited Slip Differential， 简称 LSD)。 四轮驱动轿车 4WD 系统的基本构成是具有 3 个差速器， 它们分别控制着 前轮、后轮、前后驱动轴扭矩分配。这 3 个差速器不只是人们常见的简单差速器，它 们是 LSD 差速器，带有自锁功能以保证在湿滑路面轮胎发生打滑时驱动轮始终保持 有充足的扭矩输出从而在恶劣路况获得良好的操控。世界上的 LSD 差速器有好几种 形式，现在我们就来看看 Torsen 中央差速器。 Torsen 这个名字取自 Torque-sensing Traction 的单词头几个字母的组合，译为： 牵引力自感应式扭矩分配。从字面意思就可以理解：它可以根据各个车轮对牵引力的 需求而分配扭矩输出。最为难得可贵的是：这样的分配完全靠机械装置来完成，反应 迅速而准确。格里森式结构的托森 A 型差速器主要是由外壳、空心轴、蜗轮（6 个） 、 直齿圆柱齿轮（12 个） 、蜗杆前轴、蜗杆后轴构成。空心轴通过花键与外壳联接在一 体，齿轮通过蜗轮轴安装在差速器外壳上，其中三个蜗轮与前轴蜗杆啮合，另外三个 蜗轮与后轴蜗杆相啮合，蜗轮轴之间通过相啮合的直齿圆柱齿轮传递动力。前蜗杆与 前驱动桥的主减速器主动齿轮轴为一体，后蜗杆与后驱动桥的主减速器主动齿轮轴为 一体。来自发动机的动力通过空心轴传至差速器外壳，差速器外壳通过蜗轮轴和轴上 蜗轮将动力传至蜗杆。前轴蜗杆通将动力传至前驱动桥，后轴蜗杆将动力传至后驱动 桥，从而实现前、后驱动桥的分别驱动牵引作用。当汽车转弯或前、后驱动轮与路面 附着系数出现差异时，前、后驱动桥出现转速差，蜗轮蜗杆出现相对转动，通过啮合 的直齿圆柱齿轮相对转动将蜗轮蜗杆副的摩擦力从高速蜗杆传至低速蜗杆，使后者转 速上升，前者转速下降，从而实现差速作用。图 2.1 是托森 A 型中央差速器的结构。 太原工业学院毕业设计 4 图 2.1 托森 A 型中央差速器的结构示意图 正是这种结构以及蜗轮驱动蜗杆的高摩擦特性实现了差速器锁止功能，也正是这 一功能限制了驱动桥的滑动。在车辆正常行驶、轮胎与路面附着良好时，托森差速器 的功能与传统的行星齿轮差速器并无不同， 扭矩被平均分配到前、 后驱动桥。 如果前、 后驱动轮与路面附着系数出现较小差异，于是两蜗杆出现一定转速差，与二者分别啮 合、速度不同的蜗轮能够严密地匹配与其同轴的齿轮。此时蜗轮蜗杆并没有锁止，因 为两半轴蜗杆转速差较低时蜗轮蜗杆的当量摩擦角不足以大到令蜗轮蜗杆副自锁。当 一侧驱动桥车轮打滑时，如果使用传统的行星齿轮差速器，动力将不会传输到不打滑 一侧驱动桥。但对于托森差速器，此时快速旋转的打滑侧半轴将驱动该侧蜗杆，并通 过同步啮合齿轮驱动另一侧蜗杆，此时蜗轮蜗杆特性发挥作用。当蜗轮驱动蜗杆时， 由于当量摩擦角较大，蜗轮蜗杆副发生自锁，从而实现两侧蜗杆的互锁，最高 75%的 输入扭矩将被传递给非打滑侧驱动桥的车轮，以使车辆具有足够的牵引力向前开进。 2.1 托森差速器的工作过程。托森差速器的工作过程。 托森差速器的工作过程可以分为 2 种情况：设前、后轴蜗杆转速分别为 1 n、 2 n差 速器壳转速为 0 n。 2. .1. .1 当当 1 n= = 2 n时，汽车直线行驶时，汽车直线行驶 太原工业学院毕业设计 5 当汽车驱动时，来自发动机的动力通过空心轴传至差速器外壳，再通过蜗轮轴传 至蜗轮，最后传到蜗杆。前、后蜗杆轴再将动力分别传至前、后驱动桥。由于两蜗杆 轴转速相等，故蜗轮与蜗杆之间无相对运动，两相啮合的直齿圆柱齿轮之间亦无相对 运动，差速器中的所有零件均绕蜗杆轴线同步转动，即 0 n= 1 n= 2 n。其转矩平均分配。 设差速器壳接受转矩为 0 M， 前、 后蜗杆轴上相对应驱动转矩分别为 1 M、 2 M， 则有 1 M + 2 M= 0 M。 2. .1. .2 当当 1 n 2 n时，时，汽车转弯或某侧汽车转弯或某侧驱动桥车轮与地面附着力减小驱动桥车轮与地面附着力减小 为便于分析，假设差速器壳体不动，即 0 n=0，又 1 n 2 n，在 1 n作用下，前轴蜗杆 带动与其啮合的蜗轮转动，蜗轮两端的直齿圆柱齿轮亦随之以转速 r n转动，同时带动 与其啮合的直齿圆柱齿轮以转速 r n反向转动， 与齿轮同轴的蜗轮也以转速 r n反向转动， 则与其啮合的后轴蜗杆被驱动。但是，显然这是不可能的，因蜗轮蜗杆传动副的传动 逆效率极低。实际上，差速器壳体一直在旋转， 0 n0，前、后轴蜗杆亦随之同向旋 转。此时两轴之间的转速差是通过一对相啮合的圆柱齿轮的相对转动而实现的。由上 述分析知，前蜗杆轴使齿轮转动，与之啮合的齿轮也随之被迫转动，并迫使与其同轴 的蜗轮带动后轴蜗杆转动，因其齿面之间存在很大的摩擦力，限制了高速蜗杆转速的 增加。显然，只有当两轴转速差不大时才能差速。 2. .2 托森差速器的转矩分配原理托森差速器的转矩分配原理 托森差速器是利用蜗轮蜗杆传动副的高内摩擦力矩 Mr进行转矩分配的。其原理 简述如下：设前轴蜗杆 1 的转速大于后轴蜗杆 2 的转速，即 n1n2,前轴蜗杆 1 将使 与其啮合的蜗轮转动, 蜗轮轴上的直齿圆柱齿轮 3 也将随之转动,带动与之啮合的直 齿圆柱齿轮 4 同步转动， 而与其同轴的蜗轮也将转动。 则该蜗轮带动后轴蜗杆 2 转动。 蜗轮带动蜗杆的逆传动效率取决于蜗杆的导程角及传动副的齿面摩擦条件。对于参数 已确定的蜗杆，其导程角是一定的。故此时传动主要由齿面摩擦状况来决定。即取决 于差速器的内摩擦力矩 Mr，而 Mr又取决于两端输出轴的相对转速。当 n1, n2转速 差比较小时，蜗轮带动蜗杆摩擦力亦较小，通过差速器直齿圆柱齿轮吸收两侧输出轴 的转速差。当前轴蜗杆 n1较高时，蜗轮驱动后轴蜗杆的摩擦力矩也较大，差速器将抑 太原工业学院毕业设计 6 制前轴蜗杆的空转，将输入转矩M0多分配到后轴蜗杆上，转矩分配为 M1=1/2(M0-M r)，M2=1/2(M0Mr)。当 n2=0 时，前轴蜗杆空转。由于蜗轮与后轴蜗杆之间的内 摩擦力矩 Mr过高，使M0全部分配到后轴蜗杆上，此时，相当于差速器锁死不起差速 作用。 托森差速器转矩比Kb= tan (+v) tan (v),其中 为蜗杆分度圆导程角, v 为当量摩擦角。 当= v 时,转矩比b,差速器自锁。一般 b 可达 5.59,锁紧系数 K 可达 0.70.8，选取不同的导程角可得到不同的锁紧系数，使驱动力既可来自蜗杆,也可以 来自蜗轮。为减少磨损,提高使用寿命, b 一般降低到 34 左右较好，这样即使在一 端驱动桥车轮与路面附着条件很差的情况下，仍可以利用附着力大的另一端驱动桥车 轮产生足以克服行驶阻力的驱动力。 托森差速器由于其结构及性能上的诸多优点，被广泛用于全轮驱动轿车的中央差 速器及驱动桥的轮间差速器。但由于转速转矩差较大时的自动锁止作用，通常不用作 驱动桥的轮间差速器。 太原工业学院毕业设计 7 3.零件设计零件设计 3.1 所选车型的技术参数所选车型的技术参数 参考车型为奥迪 Q7 2014 款 40TFSI Quattro 专享型。发动机最大输出扭矩 440000Nmm，最大输出功率 245KW，最大输出功率下转速 5500-6500r/min，最大 输出扭矩下转速 2900-5300r/min；变速箱一档传动比 4.845；前、后主减速器传动比均 为 3.7；轮胎型号 295/40R20（外径 744mm） ；最高车速 243km/h；轴距 3013mm；底 盘最小离地间隙 205mm。 3.2 蜗轮蜗轮、蜗杆设计蜗杆设计 3.2.1 选择蜗杆传动类型选择蜗杆传动类型及主要参数及主要参数 根据 GB/T 10085-1988，采用渐开线蜗杆(ZI)。由我国汽车工业的零件精度选用标 准， 该差速器蜗轮、 蜗杆处于大功率、 交变冲击载荷下工作， 应选用 7 级精度较合适。 经查7，ZI 蜗杆的法向压力角n为标准值 20，轴面压力角a与法向压力角的 关系为 tana= tann cos 3.2.2 选择材料选择材料及其热处理及其热处理 由于本设计中要求差速器的蜗轮蜗杆副传递比较大的功率和转矩，其极限相对滑 动速度很高，容易发生磨损失效。而蜗杆的磨损面积要远小于蜗轮，若蜗轮与蜗杆的 耐磨损性能相同，则容易出现蜗杆提前磨损失效，因此应该要求蜗杆的齿面硬度略大 于蜗轮。为了减小蜗杆传动中心距、缩小差速器体积，蜗轮宜采用基本许用接触应力 较大的高强度合金结构钢 45CrNiMoVA，铸造后经表面淬火；蜗杆宜采用强度略小的 38CrMoAl，其先经调质处理后再经表面渗氮处理，硬度可达 60-65HRC。由于 45CrNiMoVA 钢的淬透性很高，材料硬度受淬火温度影响较大，为使蜗轮齿面硬度小 于蜗杆的同时二者的硬度值不至于相差过大，由14图 3 所示，应严格控制蜗轮的淬 火温度在 975C 左右，以保证蜗轮的齿面硬度不过分低于 60HRC。 太原工业学院毕业设计 8 3.2.3 按齿面接触疲劳强度进行按齿面接触疲劳强度进行蜗杆传动中心距蜗杆传动中心距设计设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则,，应先按蜗轮齿面接触疲劳强度进行设计， 再其校 核齿根弯曲疲劳强度，最后进行蜗杆热平衡计算。 传动中心矩： 3 2 2 蜗杆传动的中心距，单位：mm； 蜗轮的许用接触应力，单位：MPa； 2 蜗轮传递的转矩，单位：Nmm； 载荷系数； 材料的弹性影响系数； 蜗杆传动接触系数 （1）确定作用在蜗轮上的转矩确定作用在蜗轮上的转矩 2 在本次设计中，应考虑极限情况，即将工况设定为：发动机输出最大转矩 440000 Nmm、输出转速为 n1=5300r/min、变速箱挂一档时，托森中央差速器处于差速工作 状态，于是差速器壳体的转矩为： T0= T1i0= 440000 0.9 4.845 = 1918620N mm T发动机的输出转矩，单位：Nmm； 1 动力由发动机传至差速器壳体的机械效率，估取 0.9； 0 i变速箱一档的传动比 在本次设计中，将该工况下差速器的转矩比 Kb（Kb= tan (+v) tan (v)）规定为 4，即当 差速器两半轴蜗杆出现较大转速差（但其不至于过大以致差速器自锁）时，转速较小 的半轴蜗杆的输出转矩值（输出至驱动桥的转矩）与转速较大的半轴蜗杆的输出转矩 值（输出至驱动桥的转矩）之比为 4。由文献11，差速器两半轴蜗杆的输出转矩值 太原工业学院毕业设计 9 （输出至驱动桥的转矩）之和应始终等于差速器壳体的转矩 T0，且当差速器未处于差 速工作状态时，两半轴蜗杆的输出转矩值（输出至驱动桥的转矩）相等，均为差速器 壳体转矩值的一半。因此，当差速器处在差速工作状态且不发生自锁时，转速较大的 半轴蜗杆传递给与其同时啮合的 2 个蜗轮的最大转矩为 Tw2= 1 2 T0 1 5 T0= 3 10 T0= 3 10 1918620 = 575586N mm 于是，作用在每一个蜗轮上的最大转矩为： T2= i 2 Tw22= 5.17 2 575586 0.54 803460.5Nmm 2蜗杆为主动件时蜗轮蜗杆副的机械效率，估取 0.54； i蜗轮蜗杆副的传动比，以 5.17 为预取值 （2）确定载荷系数确定载荷系数 K 因工作载荷较稳定，故取齿向载荷分布系数 =1，由7表 9-5 选取使用系数 =1.15。由于蜗轮转速不是很高，冲击不大，可取动载荷系数 v =1.05，则 K= v =1.15 1.05 1 1.21 使用系数； V 动载荷系数； 齿向载荷分布系数 （3）确定弹性影响系数确定弹性影响系数 因选用的蜗轮和蜗杆的材料均为合金钢，故 ZE= 188MPa （4）确定接触系数确定接触系数 先假设蜗杆分度圆直径 d1和传动中心距 a 的比值 d1/a=0.5，从7中图 9-9 中可查 到 =2.6 （5）确定许用接触应力确定许用接触应力 太原工业学院毕业设计 10 根据蜗轮材料为 45CrNiMoVA，可从111-7 中查到蜗轮的基本许用接触应力： =562MPa 此时设定：当转速较高的驱动桥的轮胎最外侧的圆周速度为 70km/h 时，中央差 速器进入工作状态，那么此时高速半轴蜗杆的转速为： nw2= 70i1 106 60dt = 70 3.7 106 60 744 1846.82r/min i1主减速器传动比； dt车辆轮胎外径，单位：mm 则与高速半轴蜗杆啮合的蜗轮的转速为： n2= nw2 i = 1846.82 5.17 357.22r/min 设要求寿命 Lh为 10000h，则应力循环次数： N=60jn2Lh=601357.2210000=2.14332108 寿命系数： K=8 8 7 102.14332 10 0.68 = K=0.68562=382.16MPa 蜗轮基本许用接触应力，单位：MPa； K寿命系数 （6）计算中心距计算中心距 3 2 2 a 3 2 16.382 6.2188 5.03460821.1 116.7mm 由10表 5-8，按传动比 i=5.17，取中心距 a=125mm，模数 m=6.3mm，蜗杆分度 圆直径 d1=63 mm，蜗杆头数 Z1=6，蜗轮齿数 Z2=31，变位系数 X2=-0.6587 。这时 d1/a=0.504，从7图 9-9 中可查得接触系数 Z 2.6，因为 Z Z，因此，以上计 算结果可用。 太原工业学院毕业设计 11 3.2.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 （1）蜗杆蜗杆 轴向齿距: Pa=m3.146.3=19.782mm 直径系数： q= d1/m=636.3=10 齿顶圆直径： d 1a = d1+2h * am=63+216.3=75.6mm 齿根圆直径: d 1f =d12m(h * a+c *）=6326.3(1+0.2)=47.88mm 分度圆导程角： = 1 arctan q z =30575030.96 基圆导程角： b=arccos (coscos) = arccos(cos30.96cos20 )36.31 轴向齿厚： Sx1= 1 2 m = 0.5 3.14 6.3 = 9.891mm 法向齿厚： Sn1= Sx1cos = 9.891 cos30.968.48mm 齿宽： b1 (9.5 + 0.09Z2)m = (9.5 + 0.09 31) 6.3 = 77.427mm，取 150mm （2）蜗轮蜗轮 齿数 Z2=31 变位系数 X2=-0.6587 太原工业学院毕业设计 12 分度圆直径： d2=mZ2=6.331=195.3mm 喉圆直径： d 2a = d2+2h 2a =195.3+26.3(10.6587)199.6mm 齿根圆直径： d 2f = d22h 2f =195.326.3(1+0.2+0.6587) 171.88mm 咽喉母圆半径： r 2g =a 1 2 d 2a =125 1 2 199.6=25.2mm 齿圈宽度（z1=46 时） ： b20.67da1=50.652mm，取 b2=50mm 轮毂宽度： B=b2=50mm 外圆直径（齿顶圆直径） （z1=46 时） ： de2da2+m=199.6+6.3=205.9mm，取 de2=205mm 螺旋角： = = 20 3.2.5 校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度 = mdd 1.53k 21 2 Y 2 Fa Y F k载荷系数； Y螺旋角影响系数； Y 2 Fa 齿形系数； 太原工业学院毕业设计 13 F 许用弯曲应力，单位：MPa； 弯曲应力，单位：MPa； T2蜗轮传递的转矩，单位：Nmm 当量齿数： Z 2v = cos3 2 = 96.30cos 31 3 49.16 根据 X2=0.6587，Z 2v =49.16，从7图 9-10 中可查得齿形系数： Y 2 Fa 3.01 螺旋角系数： Y =1 140 96.30 =0.7789 许用弯曲应力： F = F K FN 由1表 11-7，由 45CrNiMoVA 铸造的蜗轮的基本许用弯曲应力 F =125MPa 寿命系数： KFN=9 8 6 102.14332 10 0.55 F = F K FN=1250.55=68.75MPa F =7789.001.3 3.63.19563 5.80346021.153.1 44.99MPa68.75MPa 因此，弯曲强度是满足的。 3.2.6 蜗杆传动热平衡计算蜗杆传动热平衡计算 （1）总效率总效率 在本次设计中，规定托森差速器的转矩比Kb= tan (+v) tan (v) = tan (30.96+v) tan (30.96v) = 4，可求出 所需当量摩擦角v15.97，则所需当量摩擦因数fv= tanv 0.286。 太原工业学院毕业设计 14 传动啮合效率： 1= tan tan (+v) = tan30.96 tan46.93 0.56 取23= 0.96，则蜗轮蜗杆副的总效率： = 123= 0.56 0.96 = 0.5376 （2）润滑润滑油的工作温度油的工作温度 由7式 9-28，估算散热面积，此时应考虑 2 个蜗轮蜗杆副的散热面积，则： A = 3 9 105a1.88= 2 9 105 1251.88m2 1.58m2 取壳体周围空气温度ta= 20C，壳体传热系数d= 60W/(m2 C)，由7式 9-26，可 得润滑油的工作温度： t0= ta+ 1000P(1 ) dA = ta+ 1000Tw2nw2(1) 9550000dA = 20 + 10005755861846.82(10.5376) 9550000601.58 C 562.9C P高速半轴蜗杆传递的最大功率，单位：KW； nw2高速半轴蜗杆的转速，单位：r/min； Tw2高速半轴蜗杆传递给与其啮合的 2 个蜗轮的转矩，单位：Nmm （3）润滑润滑、降温、降温方式方式的说明的说明 上述热平衡公式的前提是当蜗轮蜗杆的箱体相对静止，周围空气流动速度较小， 且采用一般齿轮润滑油的情况下，这和托森中央差速器的使用环境有着明显的差异。 由于差速器的壳体不断旋转， 润滑油在壳体内表面来回飞溅， 其较静止的壳体 （箱 体）而言润滑油与壳体的热交换效率得到了明显增大。同时，奥迪 Q7 所一贯使用的 太原工业学院毕业设计 15 ATF 高性能差速器润滑油不同于一般的减速器齿轮润滑油，其含有的特殊添加剂成分 将同时确保高温和低温下润滑油的适当低粘度要求和不错的高温耐受水平。车辆行驶 所带来的空气流动对差速器壳体与外界环境进行热交换效能的提高也不容忽视。 由此看来， 实际的差速器壳体传热系数d以及散热面积 A 将比理论计算的取值要 大得多。因此，综合上述分析，在设定的极限工况下，润滑油的实际工作温度将比上 文中理论计算所得到的数值大大降低。 3.3 直齿圆柱齿轮设计直齿圆柱齿轮设计 在上文进行蜗轮蜗杆设计时所设定的工况下，由差速器结构可知：每个齿轮的输 入功率应等于每个蜗轮的输出功率的一半，即P1= T2n2 29550000 = 803460.5357.22 29550000 15.03KW，齿轮转速ng= n2= 357.22r/min，齿数比 u=1，设计工作寿命为 131400 小时（15 年） 。 3.3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）选用直齿圆柱齿轮传动； （2）选用 7 级精度； （3）选择齿轮材料为 40Cr(调质)，硬度为 280HBW，热处理质量要求中等 （4）选择齿数 Z1=Z2=70。 3.3.2 按齿面接触按齿面接触疲劳疲劳强度设计强度设计 由设计经验公式进行计算，即 d t 1 3 2 H d 1t u 1u d t 1 分度圆直径，单位：mm； Kt载荷系数； 太原工业学院毕业设计 16 T1齿轮传递的扭矩，单位：Nmm； u齿数比； Z材料的弹性影响系数； H 齿面接触疲劳强度许用应力，单位：MPa； d 齿宽系数 （1）确定公式内的各计算数确定公式内的各计算数值值 试选载荷系数 Kt=1.8 计算齿轮传递的转矩： T1= 1 2 T2 1 2 803460.5 = 401730.25N mm 根据7表 8-6，按非对称布置、变载荷，选取齿宽系数 d =0.6 材料的弹性影响系数 Z=189.8MPa 由7图 8-15，查得 H =2.5 由7式 8-3、式 8-9，可算得 0.86 按齿轮材料为合金钢，齿面硬度 280HBW，由7图 8-21-d 查得齿轮的接触疲劳强 度760 Lim MPa 计算应力循环次数 N=60ngjL=60357.221131400=2.8210 9 由7图 8-19，查得接触疲劳寿命系数86.0 计算接触疲劳许用应力，取失效率为 1%，安全系数 S=1，得： MPa6.653 1 76086.0 S Lim （2）计算计算 试算齿轮分度圆直径，代入数值得： d t 1 9.97 6.653 86.05.28.189 1 2 6.0 25.4017308.1 3 2 mm 计算圆周速度： V=83.1 100060 357.229.97 100060 n d g1t m/s 计算齿宽： 太原工业学院毕业设计 17 b=.74859.970.6d 1td mm 计算齿宽与齿高之比 模数：mt=d t 1 /z=,97.9/701.399mm 齿高：h=2.25mt=2.251.3993.15mm b/h=58.74/3.1518.65 计算载荷系数 根据 V=1.83m/s， 由7表 8-8， 选用 7 级精度； 由7图 8-6 查得动载 Kv=1.05； 由7表 8-2 查得使用系数 K =1.25；Ft=2T1/dt 1 8206.95N，因此可知 KFt/b 100N/mm，由7表 8-3 查得 K a =KFa=1.1。 因齿轮采用 7 级精度，齿轮相对支承非对称布置，装配时检验调整或对研磨和， 由7表 8-4： K =AB(10.6 2 d ) 2 d C10 -3b =1.050.16(10.63)0.6 2 0.2310 -358.74 1.13 因 b/h=18.65，K =1.13，可由7图 8-12 查得 K F =1.12，故载荷系数: K=KKvK K a =1.251.051.131.12=1.6611 Kv动载系数； K使用系数； K a 齿间载荷分配系数； K 齿间载荷分布系数 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 d=d t 1 31.95 8.1 6611.1 9.97 3 3 t mm 确定模数： m=d/z=95.31/701.36mm 由于蜗轮与齿轮同轴，所以，齿轮分度圆直径（d=mz）必须大于等于蜗轮外圆直 径（205mm） ，否则装配后齿轮无法正确啮合，所以齿轮的模数应尽量取较大值。由 10表 2-3，取标准值 m=3mm，则 d=mz=210mm，b= d d=126mm。 太原工业学院毕业设计 18 3.3.3 校核齿根弯曲校核齿根弯曲疲劳疲劳强度强度 齿根弯曲疲劳强度的校核公式为： F= 2KT1YFaYSaY bdm F K载荷系数； Ysa应力修正系数； Y Fa齿形系数； Y重合度系数； T1转矩，单位：Nmm； F 齿根弯曲疲劳许用应力，单位：MPa （1）确定公式内的各计算数值确定公式内的各计算数值 由7图 8-22 查得齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限620 F MPa 由7图 8-20 查得齿根弯曲疲劳寿命系数 K F =0.82 取安全系数 S=2,计算齿根弯曲疲劳强度许用应力： 2 62082.0 S FF F =254.2MPa 查取齿行系数 Y Fa=2.27 查取应力修正系数 Ysa=1.76 计算重合度系数，由7式 8-3、式 8-12，可得 Y0.67 （2）校核校核计算计算 F= 2KT1YFaYSaY bdm = 2 1.6611 401730.25 2.27 1.76 0.67 126 210 3 45.01MPa F 由此可见， 在采用模数为 3mm 的前提下， 齿根弯曲疲劳强度是完全满足要求的。 太原工业学院毕业设计 19 3.3.4 几何尺寸计算：几何尺寸计算： 分度圆直径： d=Zm=703=210mm 齿宽： b= d d=0.6210=126mm 中心距： a=d=210mm 齿顶圆直径： da=m(z+2)=372=216mm 齿根圆直径： df=m(z-2.5)=367.5=202.5mm 3.4 蜗轮轴设计蜗轮轴设计 3.4.1 求解作用在轴上的求解作用在轴上的转速转速 n, ,转矩转矩 T，功率，功率 P 蜗轮轴的设计依旧沿用蜗轮蜗杆设计时所设定的工况，此处不再赘述，则： n=n2=357.22r/min T=T2=803460.5Nmm P= 9550000 nT 22 = 9550000 22.3575.803460 30.05KW 3.4.2.4.2 选择轴的材料选择轴的材料 选择轴的材料为 40Cr，调质处理。由7表 14-2 查得对称循环弯曲许用应力 1 = 70MPa。 3.4.3 按抗扭强度初步估算按抗扭强度初步估算轴的最小直径轴的最小直径 根据7式 14-2，并由7表 14-4 取 A01=105，于是得： 太原工业学院毕业设计 20 dA01 33 22.357 05.30 105 n p mm=46.01mm 为了能顺利地在轴径最小轴段-、-上安装轴承，其轴径应满足轴承内径 国家标准，故取最小轴径为 50mm。 3.4.4 轴的结构设计轴的结构设计 （1）拟定轴上的零件的装配方案拟定轴上的零件的装配方案 装配方案如图所示 图 3.1 蜗轮轴上零件的装配方案 （2）轴轴各段直径和长度各段直径和长度的确定的确定 轴承的选用和安装轴承处轴段的长度和直径的确定 1.轴及轴上零件的受力分析。 由于轴既受径向载荷又受轴向载荷，按 d=50mm，试选 32310 单列圆锥滚子轴承 作为校核对象。由轴承型号，查9表 13-33，T=42.25mm，a=28.2mm，可知 32310 型轴承“正装”安装时，压力中心在轴中心线