CA1090汽车驱动桥主减速器设计论文

优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！摘要作为汽车关键零部件之一的车桥系统也得到相应的发展，在一般的汽车结构中，驱动桥包括主减速器(又称主传动器)、差速器、半轴及桥壳等部件。单级主减速器通常由主动齿轮和从动齿轮组成。在双级主减速器中，通常还要加一对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。主减速器采用的最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。本设计首先参考类似驱动桥主减速器的结构对比优缺点，确定出总体设计方案；然后确定主要部件的结构型式和主要设计参数；最后对主，从动锥齿轮，差速器圆锥行星齿轮，半轴齿轮，全浮式半轴进行校核以及对支承轴承进行了寿命校核。并对主减速器主动锥齿轮进行有限元分析。本设计采用传统的双曲面锥齿轮式单级主减速器作为 CA1090 的主减速器。关键词: CA1090；主减速器；双曲面锥齿轮；轴承；行星齿轮；有限元分析优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！ABSTRACTOne of the key components of a vehicle bridge system has also been a corresponding development of the automobile in the general structure, including the main gear axle (also known as the main drive device), differential, axle and axle housing and other components. Usually single-stage final drive gear and driven gear components. In the two-stage final drive, usually also add a pair of spur gear or a group of planetary gears. Reducer in the wheel is usually arranged by common parallel shaft helical gears or planetary gears. Final drive is the most widely used spiral bevel gear and hypoid gear. The drive axle design similar to the first reference to the structure of comparative advantages and disadvantages of the main gear, determined the overall design scheme; and then identify the main components of the structure type and the main design parameters; Finally, the driving and driven bevel gear, planetary gear differential cone, axle gear, full floating axle bearings were checked and were on life support check. Bevel gear final drive and initiative to the finite element method. This design uses a traditional-style hypoid bevel final drive as the CA1090 single-stage main gear. Key word: CA1090; Main Gear; Hypoid Gears; Bearing; Planetary Gear；FEA优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！目录摘要Abstract第 1 章 绪论 11.1 选题的目的和意义11.2 国内外研究现状11.3 本次设计的主要内容3第 2 章 主减速器的设计 42.1 结构型式的选择42.1.1 减速型式42.1.2 齿轮的类型的选择42.1.3 主动锥齿轮的支承形式72.1.4 从动锥齿轮的支承形式及安置方法82.2 基本参数选择与设计计算92.2.1 计算载荷的确定92.2.2 基本参数的选择112.2.3 双曲面齿轮的几何尺寸计算152.2.4 双曲面齿轮的强度计算232.2.5 齿轮的材料及热处理282.3 轴承的选择282.3.1 计算转矩的确定282.3.2 齿宽中点处的圆周力292.3.3 双曲面齿轮所受的轴向力和径向力302.3.4 轴承载荷的计算及轴承的选择312.4 本章小结34第 3 章 差速器设计 353.1 差速器结构形式的选择353.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理36优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构373.4 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计383.4.1 差速器齿轮的基本参数的选择383.4.2 差速器齿轮的几何计算403.4.3 差速器齿轮的强度计算413.5 本章小结42第 4 章 驱动半轴的设计 434.1 半轴结构形式的选择434.2 全浮式半轴计算载荷的确定444.3 全浮式半轴的杆部直径的初选454.4 全浮式半轴的强度计算454.5 半轴花键的计算454.5.1 花键尺寸参数的计算454.5.2 花键的校核484.6 本章小结49第 5 章 主动锥齿轮的有限元分析 505.1 有限元方法与 ANSYS 简介 505.2 主动锥齿轮的有限元分析505.2.1 有限元模型的生成505.2.2 划分网格515.2.3 齿轮静载和约束的施加与结果分析525.3 本章小结54结论55参考文献56致谢57优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！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。双曲面齿轮的优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！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。然而双优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！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 814)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。优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！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 =2.0；0pf0k（2.2） 16Tgm0.95 0. Tgm.195-6eaxeaeax当当pf汽车满载时的总质量在此取 9550 ，此数据此参考解放amgKCA1090 型载货汽车；所以由式（2.2）得： 0.195955010373=5016即 8 时为 2945HRC 11。m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 0.0050.0100.020mm 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。优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！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 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 :dT(2.37)3133231max 010001 TRgiTgiTgiTgied ffff 式中： 发动机最大转矩，在此取 373Nm；axeT， 变速器在各挡的使用率，可参考表 2.4 选取；1if2iiRf， 变速器各挡的传动比，分别为gg7.64，5.06，3.38，2.25，1.5，1；， 变速器在各挡时的发动机的利用率。1Tf2TRf经计算 为 471 d主动齿轮齿宽中点处的分度圆直径 11sin6.259.8sin.9350.6mb m2.3.2 齿宽中点处的圆周力Z (2.38)F1mTd式中： 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。Td1m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 Z = =15.38KNF24716.5优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！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，F 为作T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，F 分解成两个相互垂直的力 F 和 ，F 垂直于 OA 且位于OOA 所在的平面， 位NfN fF于以 OA 为切线的节锥切平面内。 在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力 F 和f沿节圆母线方向的力 。F 与 之间的夹角为螺旋角 ，F 与 之间的夹角为法sf Tf向压力角 ，这样就有：cosT（2.39）s/tansiFTN（2.40） tanicoTS（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111sincostansiicosZazNSFF（2.42）111cosintancosisncsZNSrz F（2.43）由式（2.42）可计算优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！16.58KN 15.38tan2.5si14.8sin.29cos14.8cos467azF由式（2.43）可计算 rz 1.38tan2.5cos14.8in1.29si4.85.27cos467 KN2.3.4 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（2.44）2 21ZrzazmrFabbFd优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！（2.45）221azmZrzBr FdFba已知 =15.38KN， =5.27KN，a=60mm,b=20mm, 所以由式（2.44）和aZR（2.45）得:轴承 A 的径向力 2 215.38605.760215.386.0.5rF KN轴承 B 的径向力KN2 215.3805.701.386.58.0466rF轴承 A，B 的径向载荷分别为KN1.58az0BF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+YAQ当量动载荷X径向系数Y轴向系数16.580.2AeR此时 X=0.4，Y=1.4 6所以 Q=20.520.4+16.584.4=31.42根据公式： (2.46)610tpfCLQ式中: 为温度系数，在此取 1.0;tf为载荷系数，在此取 1.2p寿命指数，取 = 103优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！所以 = =1.48910 sL1036184.21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 为2n(2.47).6amrv式中： 轮胎的滚动半径为 464mmrn轴承计算转速汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取amv3035 km/h，在此取 35km/h。所以有上式可得 = =200.65 r/minn2.63504所以轴承能工作的额定轴承寿命：h (2.48) 0Ln式中: 轴承的计算转速，r/min。n由上式可得轴承 A 的使用寿命 71620.53.4103r代入公式(2.46) 得10376.3.41024CC=108.6KNA,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+YAQ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 优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！10376.3.4102CC=25.66KNB 轴承选 30216GB/T 297-9462.4 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。优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！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。 优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！（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 ；半轴齿轮 1 和 2 为从动件，其角速度为 和 。A、B012两点分别为行星齿轮 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 上r的 A、B 、C 三点的圆周速度都相等，其值为 。于是 = = ，即差速器不起0120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 3.4） ，啮合点4A 的圆周速度为 = + ，啮合点 B 的圆周速度为 = - 。于是1r04r2r04r优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！+ =（ + ）+( - )1r20r40r4即 + =2 （3.112）若角速度以每分钟转数 表示，则n021n（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优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！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 的确定BR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 可按如下的经验公式确定：BRmm (3.3) 3TKRB式中： 行星齿轮球面半径系数，可取 2.522.99，对于有 4 个行星齿轮BK的载货汽车取小值；T计算转矩，取 和 的较小值， 根据上式 = 所以预选其节锥距BR32.61496.57m0=63（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 1425，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比 z1/z2 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 Lz2， R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：InzRL2（3.4）优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！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，Lz2R=Lz2R行星齿轮数目；n任意整数。I在此 =11， =20 满足以上要求。1z2（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 ，12= =28.81 =90- =61.19211arctnzrta012再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数 mm= = = =5.57mm10sinzA20siz63.57sin28.11得 =61.27mm =5.5720=111.4mm15.7dmzd（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.LnlTc302.lc1.30（3.5）0T差速器传递的转矩， Nm；在此取 14619Nmn行星齿轮的数目；在此为 4优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm， ， 为半轴l 20.5ld齿轮齿面宽中点处的直径，而 ；22.8d支承面的许用挤压应力，在此取 69 MPaX根据上式 =66.57mm =0.566.57=33.28mm20.831dl23.19mm 取 =23mm3540.69.2825mm1L3.4.2 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 10，应尽量取最小值1z =111z2 半轴齿轮齿数 =1425，且需满足式（ 3-4）2 =2023 模数 m=5.57m4 齿面宽 b=(0.250.30)A ;b10m0 17mm5 工作齿高 hg6.1=8.912gh6 全齿高 57810.017 压力角 22.58 轴交角 =909 节圆直径 ； 1mzd2z 16.27d1.410 节锥角 ，21arctn190=28.81 =61.1911 节锥距 210siidA=63.57mm0A优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！12 周节 =3.1416tm=17.50mmt13 齿顶高 ;21agahz2137.04.=5.89mm1ah=3.02mm214 齿根高 =1.788 - ; =1.788 -1fm1a2f 2ah=4.07mm;1f=6.94mm2h15 径向间隙 = - =0.188 +0.051chg =1.098mmc16 齿根角 = 01artnAf; 022arctnf1 =3.66; =6.231217 面锥角 ；21o 12o =35.04 =64.851o2o18 根锥角 ；RR=25.15 =54.96RR19 外圆直径；11csaohd220omm017.59dmm24320 节圆顶点至齿轮 外缘距离101sinh2102id mm015.86mm27921 理论弧齿厚 21stmhttan21 =9.67 mm1s=7.83 mm222 齿侧间隙 B=0.202mmB23 弦齿厚 2613dsSiii =9.53mm1S=7.72mm224 弦齿高 iiih4co =6.22mm1h=3.09mm23.4.3 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，或一侧车轮打优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无