机械毕业设计（论文）-0.7吨载微型汽车差减总成设计

毕业设计(论文)题目名称： 0.7吨载微型汽车差减总成设计院系名称： 机 电 学 院 班 级： 车辆工程 学 号： 200700374230 学生姓名： 指导教师： 2011年5月 中原工学院毕业设计说明书摘要本次毕业设计所设计的是微型汽车的主减速器和差速器 ，这两部分是驱动桥的重要组成部分，也是影响汽车性能的关键部分。因此，使其具有良好的通过性十分重要。在这次设计中主要进行了方案的选择，结构的优化与改进。齿轮与齿轮轴的设计与校核，花键的选择与校核，轴承的选用与校核以及技术经济性的分析。并且在设计过程中，描述了主减速器的组成和差速器的差速原理和差速过程。在设计过程中，参考了许多有关汽车方面的资料，也聆听了指导老师的引导性建议。方案确定主要依据原始设计参数，对比同类型的减速器及差速器，确定此轮的传动比，并对其中重要的齿轮进行齿面接触和齿轮弯曲疲劳强度的校核。而对轴的设计过程中着重齿轮的布置，并对其受最大载荷的危险截面进行强度校核，轴承的选用力求结构简单且满足要求。关键词： 驱动桥 主减速器 差速器 传动比ABSTRACT The graduation design design is the sub-compact Lord reducer and differential drive, the two part is an important part of the performance, but also influence the key part. Therefore, it has a good passing ability is very important. In the design of the main program selection, structural optimization and improvement. Gear and gear shaft design and verification, the choice of spline and Check, check bearings, and technology selection and economic analysis. And in the design process, describe the composition and the main differential gear differential and differential principle of the process. In the design process, with reference to information in many areas of the vehicle, but also listened to suggestions for the guidance of the instructor. Program to determine the main design parameters based on the original, compared to the same type of gear and differential to determine the current round of the transmission ratio, and one of the important gear to gear tooth contact and bending fatigue strength of the check. The design of the shaft gear arrangement focused on the process, and the risk of cross-section by the maximum load strength check, bearing a simple structure and the selection and strive to meet the requirements.Keywords: drive axle main reducing gear differential gear speed ratio目录摘要IABSTRACTII1 引言12 整体方案设计23 主减速器及差速器的设计43.1 主减速器43.1.1主减速器的减速形式43.1.2主减速器的齿轮类型43.1.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承型式及安置方法53.1.4主减速齿轮计算载荷的确定53.1.5 主减速器齿轮基本参数的选择73.1.6主减速器锥齿轮的强度计算17(1) 单位齿长圆周力17(2) 齿轮弯曲强度17(3)轮齿接触强度183.2 差速器的设计183.2.1对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理183.2.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构193.2.3普通锥齿轮式差速器齿轮强度计算234 花键的设计及轴承的选用244.1 花键选择244.2 轴承的选用244.3锥齿轮轴承的载荷255 主动锥齿轮轴的设计275.1 材料的选用275.2 轴的结构设计285.2.1 轴上零件的定位285.2.2 结构的选择296 经济技术性分析307 结论31致谢32参考文献33III1 引言为适应不断完善社会主义市场经济体制的要求以及加入世贸组织后国内外汽车产业发展的新形势，推进汽车产业结构调整和升级，全面提高汽车产业国竞争力，满足消费者对汽车产品日益增长的需求，促进汽车产业健康发展，特制定汽车产业发展政策。通过该政策的实施，“十二五”计划明确指出让我国汽车产业发展成为国民经济的支柱产业，为实现全面建设小康社会的目标做出更大的贡献。政府职能部门依据行政法规和技术规范的强制性要求，对汽车、农用运输车(低速载货车及三轮汽车，下同)、摩托车和零部件生产企业及其产品实施管理，规范各类经济主体在汽车产业领域的市场行为。微型汽车，在汽车发展趋势中，有着很好的发展前途。生产出质量好，操作简便，价格便宜的微型汽车将适合大多数消费者的要求。但是由于我国是发展中国家，与发达国家相比，我国汽车工业无论是产量还是质量都有相当大的差距。要使我国实现四个现代化，我国汽车工业必须坚持不懈地有更大的发展,才能满足广大人们群众不断增长的需求。驱动桥作为汽车的行走系统，其作用是不言而喻的，我们姑且将它形象地称之为汽车的腿和脚。对于这一部分我非常感兴趣，于是就选择了“微型汽车驱动桥总成设计-差减总成部分”这一课题。在本次设计中采用了AutoCAD绘图软件进行工程图的绘制，绘制了主减速器的主从、动锥齿轮、差速器的半轴齿轮及差减总成的装配图。掌握了从AutoCAD基础图形的绘制基础零件图的绘制各类零件图的创建与绘制方法，并理解机械制图的工作流程。为今后的工作学习和掌握各种应用软件和技能打下坚实的基础。 2 整体方案设计驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。因此，前者又称为非独立悬架驱动桥；后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构叫复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性1普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量较大，这是它的一个缺点。断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜，提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。但是，由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上 由于非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，查阅资料，参照国内相关微型汽车的设计,本课题选用非断开式驱动桥。 主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。 驱动桥设计应当满足如下基本要求：5a)所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。b)外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。c)齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。d)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。e)在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。 f)与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。g)结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。 其结构如图2-1所示：图2-1 驱动桥 主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在此选用准双曲面齿轮传动，双曲面齿轮与弧齿锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮齿轮传动具有更大的传动比。此外由于偏移距地存在，使得双曲面齿轮比相应的弧齿锥齿轮的尺寸要小，从而可以获得更大的离地间隙。还有就是双曲面传动的主动锥齿轮的螺旋角较大，同时啮合的齿数较多，重合度更大，即可提高传动的平稳性。作为一个0.7吨级的驱动桥，传动的转矩不大，所以主动锥齿轮采用悬臂式足够.汽车主减速器有单级式、双级式、等几种。由于单级式主减速器结构简单、造价低。这次设计的为微型汽车。故这次设计的为单级的主减速器。 差速器的种类有很多种，但是从经济性、造价以及结构的复杂程度最终我们选择的是普通锥齿轮式的差速器。 3 主减速器及差速器的设计3.1 主减速器3.1.1主减速器的减速形式单级主减速器：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i07.6的各种中、小型汽车上。所设计的微车传动比为4.55，采用单级主减速器优势突出。3.1.2主减速器的齿轮类型在现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。双曲面齿轮其主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角也都是采用90。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称为上偏置或下偏置。这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。当偏移距大到一定程度时，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凄的支承。这对于增强支承刚度、保证轮齿正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。双曲面齿轮的偏移距使得其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。因此，双曲面传动齿轮副的法向模数或法向周节虽相等，但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的。这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度。其增大的程度与偏移距的大小有关。另外，由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径为大，从而使齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高至175。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有利于大传动比传动。当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这对于主减速比i04.5的传动有其优越性。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大，这时选用螺旋锥齿轮更合理，因为后者具有较大的差速器可利用空间。3由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作得更加平稳、无噪声，强度也高。双曲面齿轮的偏移距还给汽车 的总布置带来方便。 本次所设计的微车传动比为4.55，且对离地间隙为170mm，鉴于上述双曲面齿轮具有的特点，选择双曲面齿轮的主减速器。这种主减速器由一对圆锥齿轮,零件结构如图2.1所示 1螺母; 2后桥凸缘; 3油封; 4前轴承; 5主动锥齿轮调整垫片;6隔套; 7垫片; 8位置调整垫片; 9后轴承;10主动锥齿轮图3.1 主动锥齿轮及调整装置零件图3.1.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承型式及安置方法在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。3.1.4主减速齿轮计算载荷的确定按以下三种工况进行从动齿轮的转矩计算两种情况下。作用于主减速器从动齿轮上的转矩(Tje、Tjh)的较小者，作为微型汽车来说在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷，即： （3-1） (3-2） 式中：Temax发动机量大转矩，Nm； 50Nm变速器最低档传动比,取=3.429上述传动部分的效率，取=0.9超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各类汽车取Kd=1；n该车的驱动桥数目；该车采用发动机后置后驱为1G2汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N；对后桥来说还应考虑到汽车加速时的负荷增大量；7800N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；货车为一般公路用车取=0.85；此车取0.85rr车轮的滚动半径，m；0.264m，分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比(例如轮边减速器等)。该车无轮边减速器，故=95%，=1（2）上面求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏的依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均比牵引力的值来确定的，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩Tjm (Nm)为： (3-3)式中：Ga汽车满载总重，N；14400 NGT所牵引的挂车满载总重，N，但仅用于牵引车；fR道路滚动阻力系数，计算时轿车取fR0.0100.015；载货汽车取0.0150.020；越野汽车取0.0200.035；该车取0.015fH汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。通常，轿车取0.08；载货汽车和城市公共汽车取0.050.09；长途公共汽车取0.060.10，越野汽车取0.090.30。该车取0.08;汽车或汽车列车的性能系数：当 时=03.1.5 主减速器齿轮基本参数的选择（1） 齿数的选择对于单级主减速器，当i0较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数取值小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。当i06时，z1的最小值可取为5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，Z1最好大于5。当i0较小(如i0=3.55)时，引可取为712，但这时常常会因主、从动齿轮齿数太多、尺寸太大而不能保证所要求的桥下离地间隙。为了磨合均匀，主、从动齿轮的齿数z1，z2之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不少于40，对于轿车应不少于50。本车的主减速比为4.55，主减速比较小，参考文献5表3-10、3-13后选用Z1=9，Z2=41；（2） 节圆直径的选择可根据文献5推荐的从动锥齿轮的计算转矩中取较小值按经验公式选出： (3-4) 式中：d2从动锥齿轮的节圆直径，mm；Kd2直径系数，Kd2=1316；Tc计算转矩，Nm; 380.16Nm初选d2为150mm（3） 齿轮端面模数的选择d2初定后，可按式m=d2/z2算出从动锥齿轮大端端面模数为3.50mm参考机械设计手册2表23.4-3中选取m为4 d2则为164mm根据来校核m=4是否合适式中：Tc计算转矩，Nm；380.16NmKm模数系数，取Km=0.30.4。此处m=（3.524.13）因此满足要求。( 4 ) 双曲面齿轮齿宽F的选择 对于汽车工业，大多采用经典公式 F=0.155d2所以=0.155*101.75=25.42mm 在此取26mm一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大10%较为合适，在此取b1=28mm（5） 双曲面小齿轮偏移距及偏移方向的选择 在双曲面齿轮传动中，小齿轮中心线对大齿轮中心线的偏移距E的大小及偏移方向是该传动的重要参数。 对于轻、微型车来说接近于从动圆直径d2的20%所以偏移距初定为E=20%d2=0.2*104=20.4mm 在此取E为20mm本次设计定为下偏移，主动齿轮左旋，从动齿轮右旋。（6） 螺旋角的选择 汽车主减速器锥齿轮的螺旋角多在=35度40度范围内，通常锥齿轮用35度居多4 所以选值为35度（7） 螺旋方向的选择： 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，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。本设计的螺旋方向为左旋。（8） 法向压力角的选值： 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，也可以使齿轮运转平稳，噪音低。对于微车来说，法向压力角的最适值为19 双曲面主、从动锥齿轮的主要参数51小齿轮齿数Z192大齿轮齿数Z2413笫一项计算值Z1/Z20.2192164大齿轮齿面宽B265小齿轮轴线偏移距E206大齿轮分度圆直径d21647刀盘名义半径rd57.1508小齿轮螺旋角的 预选值359正切值tan0.710初选大轮分锥交余切值cot2i=1.2（3）0.2594511的正弦值0.96812大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径43.13113大、小轮螺旋角的正弦值=0.448914的余弦值0.893615初定小轮扩大系数1.2078316小轮中点分度圆半径换算值9.32517小齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径11.26318轮齿收缩系数TR；当Z1 12时，TR=0.02（1）+1.06；当Z112时，TR=1.30或者 1.2219近似计算公法线 kk在大轮轴线上的投影177.50320大轮轴线在小轮回转平面内偏置角正切第一次计算值0.1127211.0063322正弦值0.1119923大轮轴线在小轮回转平面内偏置角6.43024初算大轮回转平面内偏置角正弦0.434525角正切tan20.482426初算小轮分锥角正切Tan1=(22)/(25)0.232227角余弦0.974028第一次校正螺旋角差值如的正弦0.446129角余弦0.895030第一次校正螺旋角正切0.701331扩大系数的修正量-0.00869932大轮扩大系数的修正量的换算值-0.00188133校正后大轮偏置角的正弦值=-0.434334正切Tan10.482135校正后小轮偏置角的正弦值Tan1=（22）/(34)0.232336小齿轮节锥角13.0837角的余弦0.974138第二次校正螺旋角差值的正弦0.44583926.4840的余弦0.895141第二次校正螺旋角差值的正弦0.682042小齿轮中点螺旋角，应与（8）项的预选值非常接近34.2943的余弦0.826244确定大轮螺旋角7.8145的余弦0.990746的正切 tan0.137247大轮分锥角的余切0.257948大齿轮节锥角75.5449的正弦0.968350的余弦0.24975111.4852172.7353两背锥之和184.21154大轮锥距在螺旋线中点切线方向上投影44.12955小轮锥距在螺旋线中点切线方向上投影40.8356极限齿形角正切负值-tan01=0.118357极限齿形角负值6.746758的余弦0.993159B G 00.0070360BG1 0.00009396661BG21801.78762BG30.0014784363BG40.0018364BG5 297.7065齿线曲率半径299.77366比较值0.1906670.054；0.783868；（35）38.8686;0.662369左1.022470R圆心至轴线交叉点的距离11.11671大齿轮节锥顶点至小齿轮轴线的距离；“+”表示节锥顶点越过了小齿轮的轴线，“-”边式节锥顶点在大齿轮轮体和小齿轮轴线之间0.0074872在节平面内大齿轮面宽中点锥距44.54373大齿轮节锥距52.54174大锥轮上齿宽之半21.998075：大齿轮在齿面宽度中点处的工作齿高；k：齿高系数，4.2730760.10354770.873878轮齿两侧压力角的总和，此值为平均压力角的两倍38o790.6156680平均压力角19810.9455820.3443832.537984双重收缩齿齿根角总和（）724.3385大齿轮齿顶高系数0.150861.0087大齿轮齿面宽中点处的齿顶高0.6409588大齿轮齿面宽中点处的齿根高1.1409589大齿轮齿顶角1.810825，900.0316091大齿轮齿根角10.261920.178193大齿轮的齿顶高1.33694大齿轮的齿根高5.0587995C：径向间隙0.6909596大齿轮齿全高6.3947997大齿轮齿工作高5.7038498大齿轮的面锥角02=（48）+（89）77.350o990.97571000.21899101大齿轮的根锥角65.2791020.90841030.41821040.2244105大齿轮外圆直径102.4172106大轮大端分度圆中线至轴线交叉点的距离16.6089107大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离15.315108大圆顶圆齿顶高与分度圆处齿高之差0.7857109大端分度圆处与齿根处高度差7.3524110大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离-0.77822111大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离7.3598811245.6254113修正后小轮轴线在大轮回转平面内偏置角正弦0.438351140.8988115tan0.48771160.3759117小齿轮的面锥角22.078601180.9267119tan010.405612017.6349121小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离-9.86641220.02355123；1.3488；0.9997124；25.1312；0.9053125；Cos121.6443；0.9295126-0.3187；-1.00591271.104312839.29311290.9969913024.2924131小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离=(128)-(130)(129)+(75)(126)64.9473 132-6.6924133小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线距离=(128)-(132)(129)+(75)(126)41.713513455.0809135小齿轮外圆直径44.681613645.6260137在大轮回转平面内偏置角正弦0.4383138在大轮回转平面内偏置角25.9981390.8988140-0.312157141小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离10.1001420.1968143小齿轮根锥角11.35151440.9804145tanR10.2008146最小齿侧间隙允许值0.051147最大齿侧间隙允许值0.1021480.20971493.03959150在节平面内大齿轮内锥距36.541 3.1.6主减速器锥齿轮的强度计算(1) 单位齿长圆周力按发动机最大转矩计算时 单位：N/mm Temax发动机量大转矩，Nm； 50Nm变速器的传动比；3.429D1主减速器从动齿轮节圆直径，101.75mmF从动齿轮的齿面宽16mm将各参数代入上式：p=210.6 N/mm按照文献1,PP=893N/mm，锥齿轮的表面耐磨性满足要求。(2) 齿轮弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： 式中： 单位：N/mm2锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；Tj齿轮的计算转矩，380.16Nm；k0过载系数，一般取1；ks尺寸系数，0.574；km齿面载荷分配系数，悬臂式结构，km=1.10；kv质量系数，取1；F所计算的齿轮齿面宽；b=16mmm端面模数；2.75mmZ计算齿轮的齿数；37J齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取0.26；主从动齿轮的接触应力是相同的；将各参数代入式，有： =412.42N/mm2按照文献1, 主从动锥齿轮的=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。(3)轮齿接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： j= (3-5) 式中：j锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；D1主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；D1=22mmb主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=16mmkf齿面品质系数，取1.0；cp综合弹性系数，取232N1/2/mm；ks尺寸系数，取1.0；Jj齿面接触强度的综合系数，取0.125Tz主动锥齿轮计算转矩；Tz=154.305mk0、km、kv选择同上式将各参数代入式 （3-6），有： j=2612.1MPa按照文献1，jj=2800MPa，轮齿接触强度满足要求。3.2 差速器的设计3.2.1对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图3-2 差速器差速原理 如图3-1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3-1），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 若角速度以每分钟转数表示，则 式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。有上式还可以得知：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。3.2.2 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3-3 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 本设计采用普通的对称式圆锥行星齿轮差速器。此种差速器由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上有些越野汽车也采用了这种结构普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2个半轴齿轮，2个行星齿轮(少数汽车采用3个行星齿轮，小型、微型汽车多采用2个行星齿轮)，行星齿轮轴(不少装4个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构)，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。如上图2.3所示。（1）行星齿轮数目的选择轿车常用2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车多用4个行星齿轮，少数汽车采用3个行星齿轮。因为本毕业设计为微型汽车，所以采用2个行星齿轮就可以了（2）行星齿轮球面半径RB(mm)的确定 圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径RB，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代替了差速器圆锥齿轮的节锥距，在一定程度上表征了差速器的强度。 球面半径可根据经验公式来确定： (3-6) 式中：KB行星齿轮球面半径系数，KB=2.522.99，对于有4个行星齿轮的轿车和公路载货汽车取小值；对于有2个行星齿轮的轿车以及越野汽车、矿用汽车取最大值；取KB=2.9计算转矩，Nm。380.16NmRB确定后，即可根据下式预选其节锥距：A0=(0.980.99) RB =（0.980.99）*21.0=（20.5920.79） mm 在此可取A0为21.0mm （3）行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了得到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，但一般不应少于10。此设计行星齿轮的齿数选z1择10，半轴齿轮的齿数采用1425。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.52范围内。考虑到在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数z2L、z2R之和，必须能被行星齿轮的数目n所整除，否则将不能安装。半轴齿轮的齿数选z用19个。（4）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角、：=arctan(10/19）=27.76 =arctan(19/10) = 62.24 式中：z1、z2行星齿轮和半轴齿轮齿数。 再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数： =(2*21/10)*sin 27.76=2.06mm 在此取m=3mm 算出模数后，节圆直径d即可由下式求得： d1=3*10=30mm d2=3*19=57mm （5）压力角过去汽车差速器齿轮都选用20压力角，这时齿高系数为l，而最少齿数是13。目前汽车差速器齿轮大都选用2230的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减至10，并且在小齿轮(行星齿轮)齿顶不变尖的条件下还可由切向修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最少齿数比压力角为20的少，故可用较大的模数以提高齿轮的强度。（6） 行星齿轮安装孔的直径及其深度L 行星齿轮安装孔的直径与行星齿轮轴的名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度。通常取 式中：差速器的传递转矩，Nm；380.16Nm n行星齿轮的数目；2 l为行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm （l=0.5*0.8*d2） 支承面的许用挤压应力，取为69MPa。得 L= 14mm =12.5m 在此取L=18mm =14mm汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表7项目计算公式计算数据行星齿轮齿数Z110 应取最小值Z1=10半轴齿轮齿数Z2=1425 且须满足安装最小值Z2=19模数mm=3mm齿面宽F=（0.250.30）A0 ；F10mF=6mm齿工作高hg=1.6mhg=4.8mm齿全高h=1.788m+0.051h=5.42压力角一般汽车，=2230某些重型汽车：=25=2230轴交角=90节圆直径d1=mZ1;d2=mZ2d1=30mm d2=57mm节锥角1=arctanZ1/Z2 ;2=90-11=27.762=62.24节锥距A0=d1/2sin1=d2/2sin2A0=32.2mm周节t=3.1416mt=9.4248齿顶高h1/=hg-h2/ ；h2/=0.430+0.370/(z2/z1)m h1/=2.54mmh2/=2.26mm径向间隙C=h-hg=0.188m+0.051C=0.615mm齿根高h1/=1.788m-h1/;h2/=1.788m-h2/h1/=2.824mmh2/=3.104mm齿根角1=arctan(h1/A0);2=arctan(h2/A0)1=5.012=5.506面锥角01=1+2;02=2+101=32.7702=67.71外圆直径d01=d1+2h1/cos1；d02=d2+2h2/cos2d01=34.49mmd02=59.88mm节锥顶点至齿轮外缘的距离X01=d2/2-h1/sin1;X02=d1/2-h2/sin2X01=26.67mmX02=11.0mm理论弧齿厚S1=t-s2;S2=t/2-(h1/-h2/)tan-mS1=1.45S2=2.69齿侧间隙B=0.2450.330mmB=0.250mm弦齿厚Sxi=Si-Si3/6di2-B/2Sx1=0.225Sx2=2.66弦齿高Hxi=hi/+Si2cosi/4diHx1=2.14mmHx2=1.44mm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。 3.2.3普通锥齿轮式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、右轮行使不同的路程时，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）为 w= (3-7) 式中：n行星齿轮数；2J综合系数，取0.261；b2半轴齿轮齿宽，mm；18mmd2半轴齿轮大端分度圆直径，mm；38mmT半轴齿轮计算转矩（Nm），T=0.6 T0；ks、km、kv按照主减速器齿轮强度计算的有关转矩选取；将各参数代入式（4-6）中，有：w=163.72 MPa按照文献5, 差速器齿轮的ww=980 MPa，所以齿轮弯曲强度满足要求。 4 花键的设计及轴承的选用4.1 花键选择花键连接时一种常见的连接形式，有内花键和外花键组成。与平键相比，花键连接在强度工艺上有以下优点：21. 连接受力均匀；2. 轴的强度削弱小；3. 接触面积大，可承受较大的载荷；4. 轴上零件与轴的对中性好；5. 导向性好；6. 可使用磨削的方法提高加工精度即联接质量。其缺点是齿根仍有应力集中，加工成本高。花键可用静联接或动联接。按齿形不同，可分为矩形花键和渐开线花键。本次设计采用矩形花键规格 N*d*D*B=6*21*25*64.2 轴承的选用滚子轴承室现代机器中广泛应用的部件之一，它是依据主要元件面的滚动接触来支撑转动零件的。与滑动轴承相比，滚子轴承具有摩擦阻力小，功率消耗小，启动容易等优点。滚子轴承按照所能承受的外载荷不同，可概括地分为向心轴承、推力轴承和向心推力轴承三大类。 轴承所承受载荷的大小方向和性质是选择轴承的主要依据。滚子轴承中主要元件是线性接触。易用与承受较大的载荷。圆锥滚子轴承可同时承受径向载荷及轴向载荷。外圈可分离，安装时可调整轴承的游隙。一般成对使用。圆柱滚子轴承外圈可分离，较不能承受轴向载荷，滚子轴承内圈的挡边轴向定位。工作时允许内外圈有少量的轴向错动。有较大的径向承载能力。但内外圈的允许偏斜很小。 主动锥齿轮受轴向力和径向力都何人很大。所以在主动