差速器的结构设计及工艺分析

毕业设计差速器的结构设计及工艺分析学生姓名：学号：系部：专业：指导教师：2014年6月机械设计制造及其自动化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：为所选车型奥迪Q72014款40TFSIQuattro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：托森中央差速器，结构设计，工艺分析StructuraldesignandprocessingtechnicanalysisforTorsencentraldifferentialAbstract:AdesignforTorsencentraldifferentialisfinishedfullybasedonCNS(ChineseNationalStandards)forexclusiveversionofAudiQ740TFSIQuattro2014aspicked.Andaprocessingrouteisanalysedforstraighttoothedspurgearfromthedifferential.InordertoadheretoCNS,thedifferentialisdesignednotwiththestructurethatwasoriginallydevelopedbyGleasonCorporation,USA,inwhichthreepairsofwormgearshaftsarecentrosymmetric,butwiththeoneinwhichtwopairsofwormgearshaftsaresymmetricwitheachotheroveranaxisthattwowormsshare.SuchstructurewouldsimplifytheassemblingandprocessingandprovideanexampleoflocalisationforTorsencentraldifferential,whichhasitsbroadapplicationandalong-standingforeignmonopoly,withasubstantialreferencevalue.Keywords:Torsencentraldifferential,structuraldesign,processingtechnicanalysis太原工业学院毕业设计I目录1.前言12.托森A型中央差速器简介32.1托森差速器的工作过程42.1.1当1n=2n时，汽车直线行驶42.1.2当1n2n时，汽车转弯或某侧驱动桥车轮与地面附着力减小52.2托森差速器的转矩分配原理53.零件设计73.1所选车型的技术参数73.2蜗轮、蜗杆设计73.2.1选择蜗杆传动类型及主要参数73.2.2选择材料及其热处理73.2.3按齿面接触疲劳强度进行蜗杆传动中心距设计83.2.4蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸113.2.5校核齿根弯曲疲劳强度123.2.6蜗杆传动热平衡计算133.3直齿圆柱齿轮设计153.3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数153.3.2按齿面接触疲劳强度设计153.3.3校核齿根弯曲疲劳强度183.3.4几何尺寸计算193.4蜗轮轴设计193.4.1求解作用在轴上的转速n、转矩T、功率P193.4.2选择轴的材料193.4.3按抗扭强度初步估算轴的最小直径193.4.4轴的结构设计203.4.5按弯扭组合强度条件校核轴的强度233.5蜗杆轴设计243.5.1特别说明24太原工业学院毕业设计II3.5.2选择轴的材料253.5.3计算轴传递的功率、转速253.5.4确定轴的最小直径并校核263.5.5轴承的选用和定位263.6空心驱动轴设计273.6.1选择轴的材料并确定许用应力值273.6.2计算轴传递的功率、转速273.6.3确定轴的外径和内径并校核273.6.4轴与差速器壳体的周向、轴向定位284.直齿圆柱齿轮的工艺分析294.1类型及功用294.2结构分析294.3零件的毛坯294.4粗基准的选择294.5精基准的选择304.6零件加工工艺路线的拟定304.7工序设计及工序尺寸的计算314.7.1车端面314.7.2车内孔314.7.3滚齿32结论33参考文献34致谢35太原工业学院毕业设计11.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Q72014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32.托森A型中央差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(LimitedSlipDifferential，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-sensingTraction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可以分为2种情况：设前、后轴蜗杆转速分别为1n、2n差速器壳转速为0n。2.1.1当1n=2n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0n=1n=2n。其转矩平均分配。设差速器壳接受转矩为0M，前、后蜗杆轴上相对应驱动转矩分别为1M、2M，则有1M+2M=0M。2.1.2当1n2n时，汽车转弯或某侧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0n=0，又1n2n，在1n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rn转动，同时带动与其啮合的直齿圆柱齿轮以转速rn反向转动，与齿轮同轴的蜗轮也以转速rn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，0n0，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-Mr)，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73.零件设计3.1所选车型的技术参数参考车型为奥迪Q72014款40TFSIQuattro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、蜗杆设计3.2.1选择蜗杆传动类型及主要参数根据GB/T10085-1988，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=tanncos3.2.2选择材料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83.2.3按齿面接触疲劳强度进行蜗杆传动中心距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：322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440000Nmm、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=4400000.94.845=1918620NmmT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；0i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=12T015T0=310T0=3101918620=575586Nmm于是，作用在每一个蜗轮上的最大转矩为：T2=i2Tw22=5.1725755860.54803460.5Nmm2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=1.151.0511.21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=70i110660dt=703.7106607441846.82r/mini1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=nw2i=1846.825.17357.22r/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=887102.14332100.68=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322a3216.3826.21885.03460821.1116.7mm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=63mm，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Z2.6，因为ZZ，因此，以上计算结果可用。太原工业学院毕业设计113.2.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸（1）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：d1a=d1+2h*am=63+216.3=75.6mm齿根圆直径:d1f=d12m(h*a+c*）=6326.3(1+0.2)=47.88mm分度圆导程角：=1arctanqz=30575030.96基圆导程角：b=arccos(coscos)=arccos(cos30.96cos20)36.31轴向齿厚：Sx1=12m=0.53.146.3=9.891mm法向齿厚：Sn1=Sx1cos=9.891cos30.968.48mm齿宽：b1(9.5+0.09Z2)m=(9.5+0.0931)6.3=77.427mm，取150mm（2）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：d2a=d2+2h2a=195.3+26.3(10.6587)199.6mm齿根圆直径：d2f=d22h2f=195.326.3(1+0.2+0.6587)171.88mm咽喉母圆半径：r2g=a12d2a=12512199.6=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：=203.2.5校核齿根弯曲疲劳强度=mdd1.53k212Y2FaYFk载荷系数；Y螺旋角影响系数；Y2Fa齿形系数；太原工业学院毕业设计13F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：Z2v=cos32=96.30cos31349.16根据X2=0.6587，Z2v=49.16，从7图9-10中可查得齿形系数：Y2Fa3.01螺旋角系数：Y=114096.30=0.7789许用弯曲应力：F=FKFN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=986102.14332100.55F=FKFN=1250.55=68.75MPaF=7789.001.33.63.195635.80346021.153.144.99MPa68.75MPa因此，弯曲强度是满足的。3.2.6蜗杆传动热平衡计算（1）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=tanv0.286。太原工业学院毕业设计14传动啮合效率：1=tantan(+v)=tan30.96tan46.930.56取23=0.96，则蜗轮蜗杆副的总效率：=123=0.560.96=0.5376（2）润滑油的工作温度由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=39105a1.88=291051251.88m21.58m2取壳体周围空气温度ta=20C，壳体传热系数d=60W/(m2C)，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)9550000601.58C562.9CP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、降温方式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15ATF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=T2n229550000=803460.5357.222955000015.03KW，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（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按齿面接触疲劳强度设计由设计经验公式进行计算，即dt132Hd1tu1udt1分度圆直径，单位：mm；Kt载荷系数；太原工业学院毕业设计16T1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值试选载荷系数Kt=1.8计算齿轮传递的转矩：T1=12T212803460.5=401730.25Nmm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760LimMPa计算应力循环次数N=60ngjL=60357.221131400=2.82109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：MPa6.653176086.0SLim（2）计算试算齿轮分度圆直径，代入数值得：dt19.976.65386.05.28.189126.025.4017308.132mm计算圆周速度：V=83.1100060357.229.97100060ndg1tm/s计算齿宽：太原工业学院毕业设计17b=.74859.970.6d1tdmm计算齿宽与齿高之比模数：mt=dt1/z=,97.9/701.399mm齿高：h=2.25mt=2.251.3993.15mmb/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/dt18206.95N，因此可知KFt/b100N/mm，由7表8-3查得Ka=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(10.62d)2dC10-3b=1.050.16(10.63)0.620.2310-358.741.13因b/h=18.65，K=1.13，可由7图8-12查得KF=1.12，故载荷系数:K=KKvKKa=1.251.051.131.12=1.6611Kv动载系数；K使用系数；Ka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=dt131.958.16611.19.9733tmm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=dd=126mm。太原工业学院毕业设计183.3.3校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度的校核公式为：F=2KT1YFaYSaYbdmFK载荷系数；Ysa应力修正系数；YFa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由7图8-22查得齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限620FMPa由7图8-20查得齿根弯曲疲劳寿命系数KF=0.82取安全系数S=2,计算齿根弯曲疲劳强度许用应力：262082.0SFFF=254.2MPa查取齿行系数YFa=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）校核计算F=2KT1YFaYSaYbdm=21.6611401730.252.271.760.67126210345.01MPaF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193.3.4几何尺寸计算：分度圆直径：d=Zm=703=210mm齿宽：b=dd=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=202.5mm3.4蜗轮轴设计3.4.1求解作用在轴上的转速n,转矩T，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/minT=T2=803460.5NmmP=9550000nT22=955000022.3575.80346030.05KW3.4.2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20dA013322.35705.30105npmm=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（1）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）轴各段直径和长度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上距离（支反力作用点）轴承外圈的最外侧28.2mm，距离轴端面28mm。轴的铅垂面和水平面受力简图如图所示。太原工业学院毕业设计21图3.2轴的铅垂面和水平面受力简图计算蜗轮受力：Faw=2T22id1=2803460.50.545.17639136.3NFtw=2T2d2=2803460.5195.38228.0NFrw=Ftwtan=8228.0tan202994.7N计算齿轮受力：Ftg1=Ftg2=2T1d=2401730.252103826.0NFrg1=Frg2=Ftg1tan=3826.0tan201392.6N由轴的受力简图以及轴上各个外力的方向与数值，通过建立铅垂面与水平面的弯矩平衡方程可求得：在铅垂面内，右侧轴承压力中心所受的径向力为Fr1v=-4569.7N，左侧轴承压力中心所受的径向力为Fr2v=-87.6N；在水平面内，右侧轴承压力中心所受的径向力为Fr1H=-2721.4N，左侧轴承压力中心所受的径向力为Fr2H=-2721.4N。于是，可求得：右侧轴承压力中心所受的径向合力为Fr1=5318.7N；左侧轴承压太原工业学院毕业设计22力中心所受的径向合力为Fr2=2722.8N；外加轴向力为FA=Faw=9136.3N。2.计算当量动载荷由轴承型号，查9表13-33，Cr=178000N，Y=1.7，e=0.35。由Y=1.7，e=0.35，查7表12-5，X=0.4。所以两轴承的派生轴向力：Fd1=Fr12Y=5318.721.71564.3NFd2=Fr22Y=2722.821.7800.8N由于两轴承采用“正装”安装，且FA+Fd1Fd2，所以左侧轴承被“压紧”，右侧轴承被“放松”。易知左侧轴承的所承受的轴向载荷更大，其值为：Fa2=FA+Fd1=9136.3+1564.3=10700.6N由上述计算结果可知，只需对左侧轴承进行当量动载荷计算即可。由7表12-6，选取fp=1.8，则左侧轴承当量动载荷：P2=fp(XFr2+YFa2)=1.8(0.42722.8+1.710700.6)N34704.25N3.计算轴承基本额定动载荷并校核在正常情况下，轴承工作温度小于120C，查7表12-4，f1=1。又=10/3，轴承设计寿命Lh=10000h；由设计工况，n=357.22r/min，则：C=2160106103=34704.25160357.2210000106103173663.6N由上述校核计算结果，可知CCr，故32310单列圆锥滚子轴承满足设计要求。4.轴承的轴向定位以及安装轴承处轴段尺寸的确定查9表13-33，32310型轴承的尺寸dDT为50mm110mm42.25mm，于是取d-=d-=50mm；左右轴承和与其各自相邻的两齿轮均用套筒定位，为使套筒端面可靠地压紧齿轮和轴承，应使两齿轮轮毂朝套筒方向超出与其配合的轴段5mm，故取l-=l-=71mm。齿轮的轴向定位以及安装齿轮处轴段尺寸的确定取安装齿轮处轴段直径d-=d-=52mm；齿轮齿宽b=126mm，取l-太原工业学院毕业设计23=126mm-5mm=121mm。左侧齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d-，取轴环直径d-=70mm；轴环宽度b11.4h，为防止齿轮与蜗杆发生干涉，应使b1足够大，因此，取轴环宽度l-=10mm。右侧齿轮的左端与蜗轮之间用套筒定位，为使套筒端面可靠地压紧蜗轮，应使蜗轮轮毂朝套筒方向超出与其配合的轴段5mm，故取l-=126mm-5mm+10mm+5mm=136mm。蜗轮的轴向定位及安装蜗轮处轴段尺寸的确定取安装蜗轮处轴段直径d-=58mm；蜗轮轮毂宽度B=50mm，蜗轮左端采用轴肩定位，右端采用套筒定位，取l-=50mm-5mm=45mm。（3）轴上零件的周向定位两齿轮与轴的周向定位均采用A型普通平键，按轴径查9表18-4，得平键的截面尺寸bh为16mm10mm，由键长L系列，取键的工作长度为90mm，轴上键槽长度取为94mm。齿轮与轴的公差配合选用H7/k6。蜗轮与轴的周向定位采用矩形花键（轻系列），根据轴径查9表19-4，得花键规格N-dDB为8-52mm58mm10mm，C=0.4，r=0.3，dmin1=49.6mm，amin=4.8mm，工作长度取40mm，装配形式为紧滑动，采用一般用公差带，由9表19-6，外花键中的d用h7，D为a11，B为h9。为保证蜗轮和轴配合有良好的对中性，选其公差配合为H7/r6。滚动轴承与轴的周向配合采用较紧的过盈配合来保证，选轴直径尺寸公差为m6。（4）轴的结构工艺性取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径如图所示；键槽位于同一轴线上。3.4.5按弯扭组合强度条件校核轴的强度由图3.2，计算轴上疑似危险截面A、B、C的弯矩（取使轴两端弯曲方向向上的弯矩方向为正）和扭矩：太原工业学院毕业设计24A截面：MAV=Fr2v101.05=-8851.98NmmMAH=Fr2H101.05-274997.47NmmMA=MAV2+MAH2275139.9NmmTA=Ftg1d/2=3826210/2=401730NmmB截面：MBV=Faw195.3/2-Ftg198-Fr2v(98+101.05)499774.9NmmMBH=Fr2H(101.05+98)-Frg198405219.9NmmMB=MBV2+MBH2643411.3NmmTB=T2=803460.5NmmC截面：MCV=Fr1v101.05-471004.2NmmMCH=MAH=-274997.47NmmMC=MCV2+MCH2545406.8NmmTC=TA=401730Nmm显然B截面所受的弯矩与扭矩最大。进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度，根据7P297第二段给出的的取值依据，并取=0.6，则轴的计算应力：ca=McaW=MB2+(TB)2dIVV332=643411.32+(0.6803460.5)258332MPa41.97MPa1=70MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度。注：计算W时，忽略花键槽的影响。3.5蜗杆轴的设计3.5.1特别说明太原工业学院毕业设计25对蜗杆轴的设计将不涉及轴段长度的设计和装配主减速器主动齿轮轴段的设计。蜗杆轴的设计工作将在设定工况下对轴的材料进行选择、按抗扭强度条件对其临近蜗杆部分的轴段的直径进行设计和校核，最后确定轴承的型号和定位方式。由于当差速器处于差速工作状态时，低速蜗杆轴的输入功率一部分来自差速器壳体，另一部分来自高速蜗杆轴，来自前者的功率与高速蜗杆轴所受到的来自壳体的功率一致，来自后者的功率要经过蜗轮蜗杆副的摩擦损失。显而易见，低速蜗杆轴传递的功率要比高速蜗杆轴传递的功率小，因此，应优先对高速