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车辆工程毕业设计3CA1090汽车驱动桥主减速器设计及有限元分析说明书.doc
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车辆工程毕业设计3CA1090汽车驱动桥主减速器设计及有限元分析说明书,车辆工程毕业设计论文
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1 第 1章 绪 论 1.1 选 题的目的和意义 主减速器是驱动桥的重要组成部分 ，其性能的好坏直接影响到车辆的动力性、经济性。 目前 ,国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，完全可承担起为 我 国汽车 行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区。 由于计算机技术、信息技术和自动化技术的广泛应用， 主 减速器将有更进一步的发展。 对主减速器的研究能极大地促进我国的汽车工业的发展。 1.2 国内外研究现状 主减速器 是传动系的 一 部分 ，与差速器，车轮传动装置和桥壳 共同组成驱动桥。主减速器 的 功用 是增扭，降速，改变转矩的传递方向， 即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩 传递给差速器 1。 在现代汽车驱动桥上，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。其中 应 用得最广泛的是 采用 螺旋锥齿轮和双曲面齿轮 的单级主减速器 。在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮（多采用斜齿圆柱齿轮），或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。在某些公共汽车、无轨电车和超重型汽车的主减速器上，有 时也采用蜗轮传动。 单级 螺旋锥齿轮 减速器 其主、从动齿轮轴线相交于一点。交角可以是任意的，但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用 90交角的布置 2。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，因此，螺旋锥齿轮能承受大的负荷。加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，面是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另 端，使得其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也是很小的。 单级双曲面齿轮 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 3。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 凑 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 4。双曲面齿轮的偏移距nts 2 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 对于主减速比大于 4.5 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。 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 9。双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。例如， 在乘用车上 当主减速器采用下偏置 (这时主动齿轮为左旋 )的双曲面齿轮时，可降低 传动轴的高度，从而降低了车厢地板高度或减小了因设置传动 轴通道而引起的地板凸起高度，进而可使车 辆 的外形高度减小 5。 单级圆柱齿轮主减速器 只在节点处一对齿廓表面为纯滚动接触而在其他啮合点还伴随着沿齿廓的滑动一样，螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动都有这种沿齿廓方向的滑动 9。此外，双曲面齿轮传动还具有沿齿长方向的纵向滑动。这种滑动有利于唐合，促使齿轮副沿整个齿面都能较好地啮合，因而更促使其工作平稳和无噪声。但双曲面齿轮的纵向滑动产生较多的热量，使接触点的温度升高，因而需要用专门的双曲面齿乾油来润滑，且其传动效率比螺旋锥齿轮略低，达 96。其传动效率与倔移距有关，特 别是与所传递的负荷大小及传动比有关。负荷大时效率高。螺旋锥齿轮也是一样，其效率可达 99。两种齿轮在载荷作用下对安装误差的敏感性本质上是相同的。如果螺旋锥齿轮的螺旋角与相应的双曲面主、从动齿轮螺旋角的平均值相同，则双曲面主动齿轮的螺旋角比螺旋锥齿轮的大，而其从动齿轮的螺旋角则比螺旋锥齿轮的小，因而双曲面主动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的大，而从动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的小。两种齿轮都在同样的机床上加工，加工成本基本相同。然而双曲面传动的小齿轮较大，所以刀盘刀顶距较大，因而刀刃寿命较长。 单级 蜗杆 -蜗轮主减速器 在 汽车驱nts 3 动桥上也得到了一定应用 6。在超重型汽车上，当高速发动机与相对较低车速和较大轮胎之间的配合要求有大的主减速比 (通常 8 14)时，主减速器采用一级蜗轮传动最为方便，而采用其他齿轮时就需要结构较复杂、轮廓尺寸及质量均较大、效率较低的双级减速。与其他齿轮传动相比，它具有体积及质量小、传动比大、运转非常平稳、最为静寂无噪声、便于汽车的总体布置及贯通式多桥驱动的布置、能传递大载荷、使用寿命长、传动效率高、结构简单、拆装方便、调整容易等一系列的优点。其惟一的缺点是 需 用昂贵的有色金属的合金 (青铜 )制造，材料成本高 ，因此未能在大批量生产的汽车上推广。 1.3 本次设计的主要内容 本设计的目标是设计一种满载质量为 9t 的 中 型载货汽车的主减速器，本设计主要研究的内容有： 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差速原理、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、全浮式半轴的强度计算、半轴花键的强度计算 ,运用 ANSYS 对主动锥齿轮 进行有限元分析 。 nts 4 第 2章 主减速器的设计 2.1 结构型式的选择 主减速器的结构型式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。 2.1.1 减速型式 主减速器的减速型式分为单级减速、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 。 (1)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0k=2.0； 16Tgm0.1 95 016Tgm0.1 95 Tgm0.1 95-161001e m a xae m a xae m a xa当当pf （ 2.2） am 汽车满载时的总质量在此取 9550 gK ，此数据此参考解 放CA1090 型载货汽车； 所以由 式 （ 2.2） 得： 即 pf 8 时为 29 45HRC11。 由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期的磨损，圆锥 齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）后均予与厚度 0.005 0.010 0.020mm 的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。 对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达 25。对于滑动速度高的齿轮，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 计算转矩的确定 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向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。 nts 29 为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩 dT 进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算 : 313333332223111m a x 1001001001001001 TRgRiRTgiTgiTgiedfiffiffiffifTT (2.37) 式中： maxeT 发动机最大转矩，在此取 373Nm； 1if ， 2if iRf 变速器在各挡的使用率，可参考表 2.4 选取； 1gi ， 2gi gRi 变速器各挡的传动比 ，分别为 7.64， 5.06， 3.38， 2.25， 1.5，1； 1Tf ， 2Tf TRf 变速器在各挡时的发动机的利用率 。 经计算 dT 为 471 主动齿轮齿宽中点处的分度圆直径 1 1 1 1s i n 6 1 . 2 5 5 9 . 6 8 s i n 9 . 9 3 5 0 . 9 6md d b m m 2.3.2 齿宽中点处的圆周力 F Z12mTd (2.38) 式中： T 作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩。 d1m 该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。 按 (2.38)计算主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 F Z = 2 47161.25=15.38KN nts 30 2.3.3 双曲面齿轮所受的轴向力和径向力 图 2.10 主动锥齿轮齿面的受力图 如图 2.10，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，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 在此平面 内又可分为沿切线方向的圆周力 F 和沿节圆母线方向的力 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 ，这样就有： coscosTFF （ 2.39） c o s/ta ns in FFF TN （ 2.40） ta ns inc o s FFF TS （ 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 1 1 11s i n c o s t a n s i n s i n c o sc o s Za z N S FF F F （ 2.42） 1 1 11c o s s i n t a n c o s s i n s i nc o s ZNSrzFF F F （ 2.43） 由式（ 2.42）可计算 1 5 . 3 8 t a n 2 2 . 5 s i n 1 4 . 4 8 s i n 4 1 . 2 9 c o s 1 4 . 4 8c o s 4 6 . 4 7azF 16.58KN 由式（ 2.43）可计算 nts 31 rzF 1 5 . 3 8 t a n 2 2 . 5 c o s 1 4 . 4 8 s i n 4 1 . 2 9 s i n 1 4 . 4 8 5 . 2 7c o s 4 6 . 4 7 KN 2.3.4 轴承载荷的计算及轴承的选择 轴承的轴向载荷就是上述的齿轮的轴向力。但如果采用圆锥滚子轴承作支承时，还应考虑径向力所应起的派生轴向力的影响。而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所引起的轴承径向支承反力的向量和。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 2.11 所示 。 图 2.11 主减速器轴承的布置尺寸 (1)主动齿轮轴承的选择 初选 a=60,b=20 轴承 A， B 的径向载荷分别为 22 12Z r z a z mArF a b F a b FdFa a a （ 2.44） 2212a z mZ r zBr FdF b F bF a a a （ 2.45） 已知 aZF =15.38KN， RZF =5.27KN， a=60mm,b=20mm, 所以由式（ 2.44）和（ 2.45）得 : 轴承 A 的径向力 nts 32 221 5 . 3 8 6 0 2 0 5 . 2 7 6 0 2 0 1 5 . 3 8 6 1 . 2 5 2 0 . 5 26 0 6 0 2 6 0ArF K N 轴承 B 的径向力 221 5 . 3 8 2 0 5 . 2 7 2 0 1 5 . 3 8 6 1 . 2 58 . 0 46 0 6 0 2 6 0BrF KN 轴承 A， B 的径向载荷分别为 1 6 .5 8A a azFF KN 0BaF 对于轴承 A， B，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 1 6 . 5 8 0 . 8 12 0 . 5 2A eR 此时 X=0.4， Y=1.46 所以 Q=20.520.4+16.584.4=31.42 根据公式： 610tpfCLfQ (2.46) 式中 : tf 为温度系数，在此取 1.0; pf 为载荷系数，在此取 1.2 寿命指数，取 =103所以 L = 103 3 61 8 4 . 8 1 0 101 . 2 3 1 . 4 2 =1.4891011 s 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 2n 为 2.66amrvn r (2.47) nts 33 式中： r 轮胎的滚动半径为 464mm n 轴承计算转速 amv 汽车的平均行驶速度， km/h;对于载货汽车和公共汽车可取 30 35 km/h，在此取 35km/h。 所以有上式可得 n = 2.66 350.464=200.65 r/min 所以轴承能工作的额定轴承寿命： 60 hL nL h (2.48) 式中 : n 轴承的计算转速， r/min。 由上式可得轴承 A 的使用寿命 71 0 0 0 0 0 6 0 2 0 0 . 6 5 3 . 4 1 035Lr 代入公式 (2.46)得 103761 . 03 . 4 1 0 1 01 . 2 3 1 . 4 2C C=108.6KN A,B 轴承选 30210 GB/T 297-946 对于轴承 C，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 0ARQ=7.02KN 根据公式 (2.46)得 103761 . 03 . 4 1 0 1 01 . 2 7 . 0 2C C=25.66KN B 轴承选 30216GB/T 297-946 nts 34 2.4 本章小结 本章 介绍 了 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主减速器的减速形式， 由于本车是 中 型载货汽车， 通过对比决定采用单级主减速器 ； 然后对 采用何种 齿轮 类型进行了讨论，最后根据实际情况决定采用双曲面齿轮。以上问题解决后，对齿轮的具体参数进行了设计计算，并对其进行了校核。校核合格以后，进行了轴承的选择 和校核 。 nts 35 第 3章 差速器设计 3.1 差速器结构形式的选择 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。差速器主要有以下几种形式。 （ 1） 对称式圆锥行星齿轮差速器 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， 4 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。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，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。例如加进摩擦元件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置 差速锁等。 由于整速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速界从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器壳的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮导向轴承支座的限制。 （ 2）强制锁止式防滑差速器 强制锁止式防滑差速器 就是在普通的圆锥齿轮差速器上加装差速锁，必要时将差速器锁住。此时左、右驱动车轮可以传递由附着力决定的全部转矩。 当汽车驶入较好的路面时，差速器的锁止机构应即时松开，否则将产生与无差速器时一样的问题，例如使转弯困难、轮胎加速磨损、使传动系零件过载和消耗过多的功率等。 nts 36 （ 3）自锁式差速器 为了充分利用汽车的牵引力，保证转矩在驱动车轮间的不等分配以提高抗滑能力，并避免上述强制锁止式差速器的缺点，创造了各种类型的自锁式差速器。 用以评价自锁式差速器性能的主要参数，是它的锁紧系数。为了提高汽车的通过性，似乎是锁 紧系数愈大愈好，但是过大的锁紧系数如前所述，不但对汽车转向操纵的轻便灵活性、行驶的稳定性、传动系的载荷、轮胎磨损和燃料消耗等，有不同程度的不良影响，而且无助于进一步提高驱动车轮抗滑能力。因此设计高通过性汽车差速器时，应正确选择锁紧系数值。 因为本车属于轻型载货汽车，主要在较好的路面上行驶，所以采用成本低廉、结构简单的对称式圆锥行星齿轮差速器。 3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 图 3.1 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0；半轴齿轮 1 和 2 为从动件，其角速度为 1 和 2 。 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 r 。 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 r 上的 A、 B、 C 三点的圆周速度都相等，其值为0 r。于是 1 = 2 =0，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 4 自转时（图 3.4），啮合点A的圆周速度 为 1 r =0 r+ 4 r ，啮合点 B的圆周速度为 2 r =0 r- 4 r 。于是 nts 37 1 r + 2 r =（ 0 r + 4 r ） +( 0 r - 4 r ) 即 1 + 2 =20（ 3.1） 若角速度以每分钟转数 n 表示，则 021 2nnn （ 3.2） 式（ 3.2）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。 由式（ 3.2）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。 3.3 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， 因此 广泛用于各类车辆上。 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 图 3.2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器 nts 38 3.4 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 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。 3.4.1 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 4 个行星齿轮。 （ 2） 行星齿轮球面半径 BR 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 BR ，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 BR 可按如下的经验公式确定： 3TKR BB mm (3.3) 式中： BK 行星齿轮球面半径系数，可 取 2.52 2.99，对于有 4 个行星齿轮的载货汽车取小值； T 计算转矩，取 和 的较小值， 根据上式 BR = 32 . 6 1 4 6 1 9 6 3 . 5 7 mm 所以预选其节锥距 （ 3） 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 14 25，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮 的齿数比 z1/z2 在 1.5 2.0 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 Lz2 ， Rz2 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： Inzz RL 22（ 3.4） nts 39 式中： Lz2 ， Rz2 左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，Lz2 = Rz2 n 行星齿轮数目； I 任意整数。 在此 1z =11， 2z =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 1 ， 2 211 arctanzz= 11arctan20=28.81 1 =90- 2 =61.19 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数 m m=110 sin2 zA = 220 sin2 zA = 2 6 3 . 5 7 s i n 2 8 . 8 111 =5.57mm 得 115 . 5 7 1 1d m z =61.27mm 22 mzd =5.5720=111.4mm （ 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： 1.1L nlTL c 302 101.1 nlT c 1.1 1030 （ 3.5） 0T 差速器传递的转矩， Nm；在此取 14619Nm n 行星齿轮的数目；在此为 4 nts 40 l 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离， mm， 20.5 ld，2d为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而22 0.8dd； X 支承面的许用挤压 应力，在此取 69 MPa 根据上式2 0 .8 8 3 .2 1d =66.57mm l =0.566.57=33.28mm 35 4 3 3 1 01 . 1 6 9 4 3 3 . 2 8 23.19mm 取 =23mm 1.1 20L 25mm 3.4.2 差速器齿轮的几何计算 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 5 序号 项目 计算公式 计算结果 1 行星齿轮齿数 1z 10，应尽量取最小值 1z =11 2 半轴齿轮齿数 2z =14 25，且需满足式（ 3-4） 2z =20 3 模数 m m =5.57 4 齿面宽 b=(0.25 0.30)A0 ;b10m 17mm 5 工作齿高 mhg 6.1 gh =8.912 6 全齿高 051.0788.1 mh 10.01 7 压力角 22.5 8 轴交角 =90 9 节圆直径 11 mzd ； 22 mzd 1 61.27d 2 111.4d 10 节锥角 211 arctan zz ， 12 90 1 =28.812 =61.19 11 节锥距 22110 sin2sin2 ddA 0A =63.57mm nts 41 12 周节 t =3.1416m t =17.50mm 13 齿顶高 21 aga hhh ; mzzh a 212237.043.0 1ah =5.89mm 2ah =3.02mm 14 齿根高 1fh =1.788m - 1ah ; 2fh =1.788m - 2ah 1fh =4.07mm; 2fh =6.94mm 15 径向间隙 c =h - gh =0.188m +0.051 c =1.098mm 16 齿根角 1 =01arctan Ahf ;022 arctan Ah f 1 =3.66; 2 =6.23 17 面锥角 211 o ； 122 o 1o =35.042o =64.85 18 根锥角 111 R ； 222 R 1R =25.152R =54.96 19 外圆直径 1111 cos2 ao hdd ；22202 co s2 ahdd 01 71.59d mm 2 114.31d mm 20 节圆顶点至齿轮 外缘距离 11201 sin2 hd 22102 sin2 hd 01 52.86 mm 02 27.99 mm 21 理论弧齿厚 21 sts mhhts ta n2 2121s =9.67 mm 2s =7.83 mm 22 齿侧间隙 B B =0.202mm 23 弦齿厚 26 213 BdssSiiii 1S =9.53mm 2S =7.72mm 24 弦齿高 iiiii dshh 4cos2 1h =6.22mm 2h =3.09mm 3.4.3 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nts 42 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 w 为 w =JmbzK KKTKvms2203102 (3.6) 式中： T 差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩 ,在此 T 为 1006 Nm； n 差速器的行星齿轮数； 2z 半轴齿轮齿数； 0K 、 vK 、 sK 、 mK 见式（ 2.9）下的说明； J 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 J =0.225 根据式 (3.6)得 : w = 32 1 0 6 4 2 . 4 1 . 0 0 . 6 4 1 . 0 11 1 7 2 0 5 . 5 7 5 . 5 7 0 . 2 2 5 =349.9 MPa 980 MPa 所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求 15。 图 3.3 弯曲计算用综合系数 3.5 本章小结 本章主要进行了差速器的设计，首先是结构形式的选择，差速器分为对称式圆锥行星齿轮差速器、强制锁止式防滑差速器、自锁 式差速器。考虑到成本和使用状况，选用最简单的对称式圆锥行星齿轮差速器。差速器结构形式确定后，对差速器行星齿轮和半轴齿轮进行设计计算，并进行校核。 nts 43 第 4章 驱动半轴的设计 4.1 半轴结构形式的选择 驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器的半轴齿轮传给驱动车轮。在一般的非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，半轴将差速器的半轴齿轮与车轮的轮毂联接起来，半轴的形式主要取决半轴的支承形式：普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端支承的形式或受力状况不同可分为半浮式，3/4 浮式和全浮式。 其具体结构如 下： （ 1）半浮式半轴 半浮式半轴以靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而端部则以具有锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定，或以突缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接 )。因此，半浮式半轴除传递转矩外，还要承受车轮传来的弯矩。由此可见，半浮式半轴承受的载荷复杂，但它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。用于质量较小、使用条件较好、承载负荷也不大的乘用车。 （ 2） 3/4 浮式半轴 3/4 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，而半轴则以其端部与轮 毂相固定。由于一个轴承的支承刚度较差，因此这种半轴除承受全部转矩外，弯矩得由半轴及半轴套管共同承受，即 3/4浮式半轴还得承受部分弯矩，后者的比例大小依轴承的结构型式及其支承刚度、半轴的刚度等因素决定。侧向力引起的弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命。可用于轿车和轻型载货汽车，但未得到推广。 （ 2） 全浮式半轴 全浮式半轴的外端与轮毂相联，而轮毂又由一对轴承支承于桥壳的半轴套管上。多采用一对圆锥滚子轴承支承轮毂，且两轴承的圆锥滚子小端应相向安装并有一定的预紧，调好后由锁紧螺母予以锁紧，很少采用 球轴承的结构方案。由于车轮所承受的垂向力、纵向力和侧向力以及由它们引起的弯矩都经过轮毂、轮毂轴承传给桥壳，故全浮式半轴在理论上只承受转矩而不承受弯矩。但在实际工作中由于加工和装配精度的影响及桥壳与轴承支承刚度的不足等原因，仍可能使全浮式半轴在实际使用条件下承受一定的弯矩，弯曲应力约为 5 70MPa。具有全浮式半轴的驱动桥的外端结构较nts 44 复杂，需采用形状复杂且质量及尺寸都较大的轮毂，制造成本较高，故轿车及其他小型汽车不采用这种结构。但由于其工作可靠，故广泛用于各类载货汽车上。 综合考虑各种半轴的优缺点和本车的实际 情况，本设计采用全浮式半轴。 4.2 全浮式半轴计算载荷的确定 设计半轴的主要尺寸是其直径的设计，在设计时首先可根据对使用条件和载荷工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，然后对它进行强度校核。 计算时首先应合理地确定作用在半轴上的载荷，应考虑到以纵向力最大、侧向力最大、垂向力最大三种可能的载荷工况： 纵向力 2X （驱动力或制动力）最大时，其最大值为 2Z ，附着系数 在计算时取 0.8，没有侧向力作用； 侧向力 2Y 最大时，其最大值为 2Z 1 （发生于汽车侧滑时），侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数 1 在计算时取 1.0，没有纵向力作用； 垂向力最大时（发生在汽车以可能的高速通过不平路面时），其值为 dw kgZ 2 ，其中 wg 为车轮对地面的垂直载荷， dk 为动载荷系数，这时不考虑纵向力和侧向力的作用。 由于车轮承受的纵向力 2X ，侧向力 2Y 值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即有 22222 YXZ (4.1) 故纵向力最大时不会有侧向力作用，而侧向力最大时也不会有纵向力作用。 全浮式半轴只承受转矩，可根据以下方法计算 m ax0eT T i i（ 4.2） 式中： 差速器的转矩分配系数，对于普通圆锥行星齿轮差速器取 0.6； maxeT 发动机最大转矩， Nm； 汽车传动效率，计算时可取 1 或取 0.9； i 传动系最低挡传动比； 0i 主减速器传动比 nts 45 根据式（ 4.2）可得： 0 . 6 3 7 3 5 . 7 7 . 6 4 9 7 4 6T N m 4.3 全浮式半轴的杆部直径的初选 全浮式半轴杆部直径的初选可按下式进行 333 )18.205.2(196.010 TTd （ 4.3） 根据 （ 4.3）可得 : 32 . 0 5 2 . 1 8 9 7 4 6 ( 4 3 . 7 9 4 6 . 5 6 )d m m 根据强度要求在此 d 取 mm45 。 4.4 全浮式半轴的强度计算 首先是验算其扭转应力 ： 331016Td （ 4.4） 式中： T 半轴的计算转矩， Nm 在 此取 9746Nm； d 半轴杆部的直径， mm。 根据公式（ 4.4） 339746 103 .1 4 4516 545 MPa =(490 588) MPa 所以满足强度要求。 4.5 半轴花键的计算 4.5.1 花键尺寸参数的计算 考虑到汽车半轴受到的转矩较大，在此选用渐开线 平根齿 花键。其参数见表 4.1。 nts 46 表 4.1 渐开线花键计算 序 号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 1 齿数 1z 16 2 模数 m 3 3 标准压力角 D 30 4 内花键大径基本尺寸 1 .5eiD m z52.5mm 5 齿形裕度 0.1FCm 0.3mm 6 内花键渐开线终止圆直径最小值 m i n 12F i FD m z C 51.6mm 7 基本齿槽宽 0.5Em 4.71mm 8 渐开线花键公差等级 H 7 9 总公差 T 189 m 10 综合公差 62 m 11 周节 累积公差 PF 80 m nts 47 12 齿形公差 ff 63 m 13 作用齿槽宽最小值 m in 0 .5VEm 4.71mm 14 实际齿槽宽最大值 m a x m i nVE E T 4.90mm 15 实际齿槽宽最小值 m in m inVEE 4.77mm 16 作用齿槽宽最大值 m a x m a xVEE 4.84mm 17 外花键大径基本尺寸 1eeD m z51mm 18 花键齿侧配合 内花键 H 外花键 js 19 外花键作用齿厚上偏差 ves 94.5 m 20 外花键大径公差 tanv Des163.68 m 21 外花键小径基本尺寸 1 .5ieD m z43.5mm 22 基本齿厚 0.5sm 4.71mm 23 作用齿厚最大值 m axvvs s es 4.80mm nts 48 24 实际齿厚最小值 m i n m a xvs s T 4.61mm 25 实际齿厚最大值 m ax m axvss 4.74mm 26 作用齿厚最小值 m n m inviss 4.67mm 4.5.2 花键的校核 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s为 bzLdDTpABs 410 3(4.5) 半轴花键的挤压应力c为 pABABczLdDdDT 2410 3（ 4.6） 式中： T 半轴承受的最大转矩， Nm ，在此取 17946.1Nm; BD 半轴花键的外径， mm，在此取 62.5mm; Ad 相配花键孔内径， mm，在此取 57.74mm; z 花键齿数；在此取 16 pL 花键工 作长度， mm，在此取 80mm; b 花键齿宽， mm，在此取 3.925mm; 载荷分布的不均匀系数，计算时取 0.75。 根据上式可计算得75.9 2 5.31 2 0244 75.575.62101.1 7 9 4 6= 3s =70.4 MPa nts 49 c=75.0120242 74.575.624 74.575.62101.17946 3 =59.1 MPa 根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力 s不应超过 71.05 MPa，挤压应力 c不应超过 196 MPa，以上计算均满足要求 18。 4.6 本章小结 本章主要进行了驱动半轴的设计，驱动半轴分为全浮式、半浮式、 3/4 浮式三种。本车采用全浮式半轴。进行半轴设计时应先确定半轴直径，再对渐开线花键进行设计，本章主要对半轴的直径和花键进行了设计进行了校核。 nts 50 第五章 主动锥齿轮的有限元分析 5.1 有限元方法与 ANSYS 简介 有限元方法是用于求解工程中各类问题的数值方法。应力分析中的稳态 的、瞬态的、线性的或非线性的问题以及热传导、流体流动和电磁学中的问题都可以用有限元方法进行分析解决。现代有限元方法的起源可以追溯到 20 世纪的早期，当时一些研究者应用离散的等价杆拟合模态的弹性体。 ANSYS 是一个通用的有限元计算机程序，其代码长度超过 100000 行。我们能够应用 ANSYS 进行静态、动态、热传导、流体流动和电磁学分析。在过去 20 多年里，ANSYS 是最主要的 FEA 程序。当前的 ANSYS 版本带有图形用户界面（ GUI）的窗口、下拉菜单、对话框和工具条等，与过去相比已经焕然一新 。现在， ANSYS 已经被 广泛应用在许多工程领域中，如航空、汽车、电子、核科学等 19。 在本次设计中，运用 ANSYS 软件对主减速器主动锥齿轮进行有限元分析。 5.2 主动锥齿轮的有限元分析 5.2.1 有限元模型的生成 ANSYS 和 Pro/E 有强大的输入输出接口，二者可以进行图形数据交换， Pro/E 中虽有 FEM 有限元分析模块，功能却没有 ANSYS 强大。他们之间的数据传输有两种途径：一种是在 Pro/E 的 Part 菜单中执行 ANSYSGeom 开始数据传输；另一种是在ANSYS 中执行 FileImportPro/E 导入文件。导入后的模型进 行修改后如图 5.1。nts 51 图 5.1 主动锥齿轮模型 5.2.2 划分网格 采用实
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