汽车差速器设计【含11张cad图纸+文档全套资料】
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毕业设计说明书（论文）毕业设计说明书（论文）题 目： 汽车差速器设计 作 者： 学 号 专 业： 班 级： 指导教师： （姓名） （专业技术职务）评 阅 者： （姓名） （专业技术职务） 年 月 毕业设计说明书（论文）中文摘要毕业设计说明书（论文）中文摘要汽车差速器设计摘要：随着社会的发展，汽车在生产和生活中的越来越广泛，差速器是汽车中的重要部件，其壳体的结构及加工精度直接影响差速器的正常工作，因此研究差速器的加工方法和工艺的编制是十分必要和有意义的。本次设计主要内容有：差速器的工作原理结构分析，差速器壳体的工艺编制，差速器侧面锥形齿轮、太阳轮（驱动齿轮） 、行星齿轮、驱动半轴、行星轴的设计及加工，以及对材料的选择。在总体设计完成后对不同的零件进行了必要的校核计算，并且对该差速器的使用、维护及寿命也进行了简单的分析。随着科技的发展，我国关于差速器的改进也逐渐趋于完善，但是与外国先进的机械相比还是有很大的差距，因此，对加速器的快速研究及发展就显得尤为重要。通过本次汽车差速器的设计过程，我很好的认识到了自己的不足，在设计过程中也借鉴了一些我国其它机械的经验，对以后的工作有了新的认识。关键词：差速器 直齿圆锥齿轮 驱动半轴 行星轴毕业设计说明书（论文）外文摘要毕业设计说明书（论文）外文摘要Automotive differentialAbstractWith the development of society, the cars in the production and the life more and more widely, differential is an important part in the car, shell structure and processing accuracy directly affect the normal work of the differential, so the study of processing method and process differential preparation is very necessary and meaningful. Main contents: the design principle of the differential differential shell structure analysis, the craft, the side gears, cone-shaped differential drive gear wheel (planetary gear drive, half of the planetary shaft, design and processing, as well as to the choice of materials. After the completion of the overall design in different parts of the necessary to check calculation, and the use and maintenance of life and make a simple analysis. With the development of science and technology in China, the improvement on differential gradually matured, but compared with foreign advanced mechanical or have a large gap, therefore, the research and development of fast accelerator is particularly important.Through the design process of the car, I differential well known to my own shortcomings, in the design process and some other machinery in China from the experience of working with new knowledge.Keywords：belt conveyor；fixed； Lectotype Design；main parts目目 录录1 绪论.11.1 课题研究的背景.11.2 差速器的研究现状 .11.3 课题研究的具体内容及方法.32 技术任务书(JR) .32.1 设计要求.32.2 结构及其工作原理 .42.3 主要参数介绍 .42.4 关键技术及解决方案 .43 设计计算说明书（SS） .53.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 .63.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 .73.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计和计算 .73.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择 .73.3.2 差速器齿轮的几何计算 .103.3.3 差速器齿轮的强度计算 .123.3.4 差速器齿轮的材料 .133.4 驱动半轴的设计.133.4.1 半浮式半轴杆部半径的确定 .143.4.2 半轴花键的强度计算 .163.4.3 半轴其他主要参数的选择 .173.4.4 半轴的结构设计及材料与热处理 .173.4.5 行星齿轮轴的设计及其强度计算 .183.4.6 轴承的选择与校核 .183.5 主减速器从动齿轮的设计 .193.5.1 主减速器的结构形式的选择 .193.5.2 主减速器的减速形式 .193.5.3 主减速器的齿轮类型.203.5.4 主减速器主、从动锥齿轮的支承型式及安置方法 .213.5.5 主减速器从动齿轮的基本参数选择与设计计算 .213.5.6 主减速从动齿轮计算载荷的确定 .233.6 驱动桥壳设计 .254 使用说明书(SM) .264.1 型号名称 .264.2 差速器的主要技术参数 .264.3 使用注意事项 .274.4 维护及保养 .275 标准化审查检验报告(BS) .275.1 概述 .275.2 产品图样及设计文件的标准化审查 .275.3 新产品标准化系数 .275.4 新产品贯彻执行的各类标准 .285.5 对改型产品标准情况的综合评价 .296 结论.29参考文献 .30致谢 .31汽车差速器的设计- 0 -汽车差速器设计汽车差速器设计1 1 绪论绪论11 课题研究的背景随着汽车工业的发展，零部件供应商和规模较大的零部件厂把形成自主开发能力建设摆到重要地位，提升产品技术水平，实现和主机厂同步开发甚至超越主机厂产品发展的优势，这是增强竞争力的关键所在，形成了“引进吸收试制一自主创新”的良性发展。在新车型的研发中，驱动桥作为汽车传动系中的一个关键性的部件总成，其性能直接影响着整车性能。而差速器则是驱动桥的关键部件之一，其力矩的分配和各构件的强度，直接决定着车辆的转向性能、通过性和可靠性。汽车行驶运动学的要求和实际车轮、道路及其相互关系表明：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是不相等的，如转弯时内侧车轮行程比外侧车轮短。即使汽车作直线行驶，也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同，或由于左右两轮胎的气压、轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等因素，引起车轮滚动半径不相等。这种情况下，如果驱动桥的左右车轮刚性连接，则不论转弯行驶或直线行驶，均会引起车轮在路面上滑移或滑转。一方面会加剧轮胎磨损，功率和燃料消耗；另一方面会使转向沉重，通过和操纵性交坏。为此， ，在驱动桥的左右轮间都装有轮间差速器。在多桥驱动的汽车上还装有轴间差速器，以提高通过性，同时避免在驱动桥间产生功率循环及由此引起的附载荷，传动系零件损坏，轮胎磨损和燃料消耗等。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角速度转动。国内外大多车桥制造企业所需的差速器都是分别从零部件制造厂购买齿轮，壳体和垫片等零件，然后自行装配差速器总成。这种方式，一方面增加了车桥企业的劳动量，因此车桥企业希望根据需求直接采购差速器总成；另一方面也限制了零部件厂的利润空间，而零部件厂也希望产品系统化以提高利润。因此差速器的参数化设计以及强度验证成为双方都亟待解决的问题。12 差速器的研究现状- 1 -差速器作为汽车零部件中一个较小的总成，把它单独拿来进行设计、分析的比较少，通常都把它作为驱动桥设计的一部分，因此对它的设计方法及分析的相关研究一般都不够详细具体。2005年，四川大学的李建超等人在研究后桥的设计过程中对差速器的设计从理论上作了比较完整的阐述。他们详细叙述了差速器的类型，分析了差速器的结构，受力以及运动情况。并且列出了差速器设计所需的计算公式，为差速器的设计提供了理论依据。2005年，吉林大学的蒋法国等人对差速器的行星齿轮进行了弯曲强度分析，并且分析了齿根圆角变化对结构的影响，结果表明该该差速器行星齿轮的齿根弯曲应力在规定的范围内，另外随着齿根圆角半径的增大齿根应力逐渐减小。通过他们的分析为行星齿轮的设计提供了依据，并且他们对单齿齿根应力的加载求解方法也为其它齿轮分析找到了一种新方法。2005年，华中科技大学的吴忠鸣，王新云等基于ANSYS对差速器圆锥齿轮进行了轮齿接触碰撞有限元分析。建立了完整的行星齿轮和半轴齿轮的接触模型，采用solid95单元，选择大齿轮齿面做接触面，小齿轮齿面作目标面。采用MPCI 84单元来传递扭矩。从而在静态中近似模拟接触碰撞。分析结果表明随着啮合位置向齿顶推移，齿轮的接触变形就越严重，符合实际情况。2007年，合肥工业大学的姜平应用MATLAB软件对差速器进行优化设计。设置齿轮的体积为目标函数，约束行星齿轮的齿数、半轴齿轮齿数、模数、尺宽、装配条件等，然后利用MATLAB软件的优化工具箱输出计算后的最优设计结果。计算结果显示比传统设计方法更有效，更精确。2007年，华中科技大学的郑威、金俊松等学者基于UG开发了一套差速器圆锥齿轮的参数化造型系统。该系统供用户输人齿轮造型所需的参数，包括基本参数和形状参数。形状参数包括两部分，一部分由基本参数计算得到(如节锥角、弧齿厚等)，另一部分需要用户指定(如齿轮背面的球半径、齿轮中心孔直径等)。在实际的工程应用中，由基本参数计算得到的部分数据还需要进行修改(弧齿厚、齿顶角、齿根角)。因此，设计的系统界面包括基本参数输入对话框和需要用户指定或修改的形状参数输入对话框。设计结果表明只需输入一些参数，差速器齿轮就能自动生成，大大的节约了设计开发的时间。汽车差速器的设计- 2 -2008年，江苏大学的高翔，程建平等人基于LSDYNA软件对差速器直齿锥齿轮进行了动力学接触仿真分析。他们采用的是一对齿的啮合分析，定义齿轮内圈为shelll63单元并定义为刚体，便于施加转矩；创建了4个PART定义了面面接触；然后施加一定的约束和载荷。可以看到齿轮啮合的每个瞬间的应力情况，同时也为齿轮的动力学接触分析提供了新的方法。13 课题研究的具体内容及方法本课题的主要研究内容及方法包括以下几个方面：(1)利用Proe对行星齿轮进行二次开发，开发出的系统界面包括行星齿轮参数输入对话框和半轴齿轮参数输入对话框，能达到只需在对话框中输入若干的参数值，即可生成精确的齿轮模型的目的。(2)根据对给定的车型相关参数以及差速器结构特点的分析，确定行星齿轮和半轴齿轮的类型和数目，然后通过计算确定基本参数后，综合考虑确定最终的设计方案。(3)根据获得的齿轮的参数，利用Proe生成行星齿轮和半轴齿轮的精确三维模型，然后建立差速器壳体、轴承和螺钉等模型，完成差速器总成的建模。(4)确定单元尺寸、创建各部件之间的装配连接或接触对、选择计算工况、确定载荷，建立了差速器壳体、行星齿轮、半轴齿轮和啮合的齿轮对的有基本模型。(5)对所设计的差速器进行分析，包括对差速器壳体的分析，对半轴齿轮和行星齿轮的强度进行分析，对啮合齿轮的动态接触分析以及差速器壳体和齿轮的基本分析等。(6)对齿轮、半轴、行星轴的受力进行力分析，对齿轮、半轴、行星轴及轴承进行全寿命分析。(7)自行设计壳体，尽量使壳体简单化。2 2 技术任务书技术任务书(JR)(JR)2.1 设计要求由于差速器的主要组成和工作部分是齿轮机构，因此对差速器设计提出的主要目标- 3 -要求也集中在齿轮的设计方面：(1)齿轮组的设计应满足给定的球形限制范围。(2)齿轮组用锻造成型的方法加工。(3)包括垫片在内的齿轮组(两个行星齿轮和两个半轴齿轮)的球体半径不能超415mm。(4)行星齿轮的中心孔和横轴的接触长度不超过19mm。2.2 结构及其工作原理汽车差速器是驱动轿的主件。它的作用就是在向两边半轴传递动力的同时，允许两边半轴以不同的转速旋转，满足两边车轮尽可能以纯滚动的形式作不等距行驶，减少轮胎与地面的摩擦。汽车在拐弯时车轮的轨线是圆弧，如果汽车向左转弯，圆弧的中心点在左侧，在相同的时间里，右侧轮子走的弧线比左侧轮子长，为了平衡这个差异，就要左边轮子慢一点，右边轮子快一点，用不同的转速来弥补距离的差异。如果后轮轴做成一个整体，就无法做到两侧轮子的转速差异，也就是做不到自动调整。为了解决这个问题，早在一百年前，法国雷诺汽车公司的创始人路易斯.雷诺就设计出了差速器这个玩意。普通差速器由行星齿轮、行星轮架（差速器壳） 、半轴齿轮等零件组成。发动机的动力经传动轴进入差速器，直接驱动行星轮架，再由行星轮带动左、右两条半轴，分别驱动左、右车轮。差速器的设计要求满足：（左半轴转速）+（右半轴转速）=2（行星轮架转速） 。当汽车直行时，左、右车轮与行星轮架三者的转速相等处于平衡状态，而在汽车转弯时三者平衡状态被破坏，导致内侧轮转速减小，外侧轮转速增加。这种调整是自动的，这里涉及到“最小能耗原理” ，也就是地球上所有物体都倾向于耗能最小的状态。例如把一粒豆子放进一个碗内，豆子会自动停留在碗底而绝不会停留在碗壁，因为碗底是能量最低的位置（位能） ，它自动选择静止（动能最小）而不会不断运动。同样的道理，车轮在转弯时也会自动趋向能耗最低的状态，自动地按照转弯半径调整左右轮的转速。当转弯时，由于外侧轮有滑拖的现象，内侧轮有滑转的现象，两个驱动轮此时就会产生两个方向相反的附加力，由于“最小能耗原理” ，必然导致两边车轮的转速不同，从而破坏了三者的平衡关系，并通过半轴反映到半轴齿轮上，迫使行星齿轮产生自转，速减慢，从而实现两边车轮转速的差异。汽车差速器的设计- 4 -2.3 主要参数介绍主要参数见表 2-1。2.4 关键技术及解决方案差速器的结构精巧，可巧妙地抵消不同车轮间的转速差，但它又有致命的弱点。就是碰到恶劣路面如沙、泥地时，只要一个车轮陷入打滑状态，差速器另一端的车轮会完全丧失动力而一动不动。为解决这个问题，你必须为你的差速器装上 LSD 防滑差速器或 AIRLOCK 气动差速锁，把差速器的齿轮组部分完全锁止，使差速作用临时失效。表 2-1 参数表参数名称 数值 单位汽车布置方式 前置后驱 总长 4320 mm 总宽 1750 mm 轴距 2620 mm前轮距 1455 mm后轮距 1430 mm整备质量 1480 kg总质量 2100 kg车轮直径 0.796 m发动机型式 汽油 直列 四缸 排量 1.993 L最大功率 76.0/5200 KW最大转矩 158/4000 NM 离合器 摩擦式离合器 变速器档数 五档手动轮胎类型与规格 185R14 km最高车速 140 km/h3 3 设计计算说明书（设计计算说明书（SSSS）普通圆锥齿轮差速器设计 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- 5 -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。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。3.1 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、B 两点012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 上的rA、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0r120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 3-1） ，啮合点 A4的圆周速度为=+，啮合点 B 的圆周速度为=-。于是1r0r4r2r0r4r汽车差速器的设计- 6 -+=（+）+(-)1r2r0r4r0r4r即 + =2 （3-1）120 若角速度以每分钟转数表示，则n （3-2）0212nnn 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。3.2 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 3-2 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 - 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3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计和计算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。3.3.13.3.1 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 2 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，它BR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：BR mm (3-3) 3TKRBB 式中 行星齿轮球面半径系数，可取 2.522.99，对于有 2 个行星齿轮的载 BK货汽车取小值； T 计算转矩，取 Tce 和 Tcs 的较小值，Nm. 转矩的计算 （3-rp0amax ghr ni =0.377vi4） 式中 车轮的滚动半径， =0.398mrrrr igh变速器量高档传动比。igh =1 根据所选定的主减速比 i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器） ，并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。把 nn=5200r/n , =140km/h , r =0.398m , igh=1 代入（3-4）amaxvr汽车差速器的设计- 8 -计算出 i =5.910从动锥齿轮计算转矩 Tce （3-5） nii ikTkTfedce01max 式中 Tce计算转矩，Nm； Temax发动机最大转矩；Temax =158 Nm n计算驱动桥数，1； if变速器传动比，if=3.704； i0主减速器传动比，I 0=5.91； 变速器传动效率，=0.96； k液力变矩器变矩系数，K=1； Kd由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1； i1变速器最低挡传动比，i1=1； 代入式（3-5） ，有：Tce=3320.4 Nm 主动锥齿轮计算转矩 T=896.4Nm根据上式=2.7=40mm 所以预选其节锥距 A =40mmBR34.33200 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/在 1.52.0 的范围内。1z2z 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，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Lz2Rz2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： (3-6) InzzRL22- 9 - 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，=Lz2Rz2Lz2；Rz2 行星齿轮数目；n 任意整数I 在此=12，=20 满足以上要求。1z2z 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=30.96 =90-=59.03211arctanzz1810arctan21 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数 mm=3.35110sin2zA220sin2zA96.30sin1227.402取 m=4mm得 =48mm =420=80mm12411 mzd22mzd 5.压力角 过去汽车差速器都采用压力角为，齿高系数为 1 的格里森制齿轮。目前，汽车020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 nlTLc302101 . 1汽车差速器的设计- 10 - nlTc1 . 11030 式中 差速器传递的转矩，Nm；在此取 3320.4Nm0T 行星齿轮的数目；在此为 4n 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm， 0.5d ， d 为半轴齿轮齿ll22面宽中点处的直径，而 d 0.8；22d 支承面的许用挤压应力，在此取 69 MPa c 根据上式 =64mm =0.564=32mm808 . 02dl18.4mm 20mm324691 . 1104 .332034 .181 . 1 L3.3.2 差速器齿轮的几何计算表 3-1 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表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=121z2半轴齿轮齿数=1425，且需满足式（1-4）2zZ2=203模数m=4mmm4齿面宽b=(0.250.30)A ;b10m020mm5工作齿高mhg6 . 1=6.4mmgh6全齿高051. 0788. 1mh7.2037压力角22.58轴交角=909节圆直径； 11mzd 22mzd 481d802d10节锥角，211arctanzz1290=30.96，103.59211节锥距22110sin2sin2ddA=40mm0A12周节=3.1416tm=12.56mmt- 11 -13齿顶高;21agahhhmzzha212237. 043. 0=4.14mm1ah=2.25mm2ah14齿根高=1.788-;=1.788-1fhm1ah2fhm2ah=3.012mm;1fh=4.9mm2fh15径向间隙=-=0.188+0.051chghm=0.803mmc16齿根角=01arctanAhf;022arctanAhf1=4.32; =6.981217面锥角；211o122o=35.281o=66.012o18根锥角；111R222R=26.641R=52.052R19外圆直径；1111cos2aohdd22202cos2ahddmm1 .5501dmm23.822d20节圆顶点至齿轮外缘距离11201sin2hd22102sin2hdmm68.3901mm72.2302序号项目计算公式计算结果21理论弧齿厚 21stsmhhtstan2212=5.92 mm1s=6.63 mm2s22齿侧间隙=0.2450.330 mmB=0.250mmB23弦齿厚2623BdssSiiii=5.269mm1S=6.49mm2S24弦齿高iiiiidshh4cos2=4.29mm1h=2.32mm2h汽车差速器的设计- 12 -3.3.3 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。轮齿弯曲强度为w MPa (3-7) 322210smwvnTk kk mb d J 式中 差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式TnTT6 . 00 在此为 498.06Nm；T 差速器的行星齿轮数；n 半轴齿轮齿数；2z 尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，sK 当时，在此0.6296 . 144 .25mKs44 .254sK 载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，1.001.1；mKmK其他方式支承时取 1.101.25。支承刚度大时取最小值。 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向vK 跳动精度高时，可取 1.0; 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图 3-2 可查得=0.225JJ图 3-2 弯曲计算用综合系数- 13 - 根据上式=478.6MPa980 MPaw225. 0802020629. 01 . 106.4981023 所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。3.3.4 差速器齿轮的材料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。3.4 驱动半轴的设计 驱动半轴位于传动系的末端，其基本功用是接受从差速器传来的转矩并将其传给车轮。在断开式驱动桥和转向驱动桥中，车轮传动装置的主要部件是万向节传动装置。在非断开式具有桥壳的驱动桥中，车轮传动装置的主要零件是半轴。这里仅介绍半轴的设计方法。 半轴结构形式分析 半轴按其轮端的受力情况，可分为三种，即半浮式、3/4浮式和全浮式如图（3-3）所示，根据课题要求确定半轴采用半浮式半轴结构，具体结构采用以突缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接。 半浮式半轴 (图3-3a)的结构特点是半轴外端支承轴承位于半轴套管外端的内孔，车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩外，其外端还承受由路面对车轮的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半轴结构简单，所受载荷较大，只用于轿车和轻型货车及轻型客车上。图3-3 半轴结构形式简图及受力情况a）半浮式 b）3/4浮式 c）全浮式汽车差速器的设计- 14 -3.4.1 半浮式半轴杆部半径的确定 半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。 半轴的计算应考虑到以下三种可能的载荷工况：（1）纵向力 X2最大时(X2Z2)，附着系数预取 0.8，没有侧向力作用；（2）侧向力 Y2最大时，其最大值发生于侧滑时，为 Z2中， ，侧滑时轮胎与地面1的侧向附着系数，在计算中取 1.0，没有纵向力作用；1（3）垂向力 Z2最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为(Z2-gw)kd，kd是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力的作用。 由于车轮承受的纵向力、侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即22222YXZ 故纵向力 X2最大时不会有侧向力作用，而侧向力 Y2最大时也不会有纵向力作用。 选取材料 40Cr，调制处理。根据表 15-3，取=112，于是得：0Ad =112=27.380A3pn3765200 初步确定半轴直径在 0.040m半浮式半轴设计应考虑如下三种载荷工况： （1）纵向力最大，侧向力为 0：此时垂向力，取2xF2yF2/222GmFz2G10500N 纵向力最大值，计算时可取 12，取 08。2/2222GmFFxx2m 得=6300N =5040N 2xF2yF半轴弯曲应力，和扭转切应力为 32322221632drFdFFarxzx 式中 a轮毂支承轴承到车轮中心平面之间的距离， a 取 0.06m=77.08mpa =99.63mpa - 15 - 合成应力=406mpa 422 (2)侧向力最大，纵向力=0，此时意味着发生侧滑：外轮上的垂直反2yF2xF力。和内轮上的垂直反力分别为ozF2izF2 )(0.5GFF-GF122z20z2o2z2iBhg 式中 汽车质心高度参考一般计算方法取738.56mm；gh 轮距 =1430mm；为侧滑附着系数，计算时可取10。2B2B1 外轮上侧向力和内轮上侧向力分别为oyF2iyF2 12z2012z2iFFozizFF 内、外车轮上的总侧向力为。2yF12G这样，外轮半轴的弯曲应力和内轮半轴的弯曲应力分别为0i3223220)(32)(32daFrFdaFrFizriyiozroy= 565.1mpa =666.4 mpa 0i(3)汽车通过不平路面，垂向力最大，纵向力，侧向力：2zF02xF02yF此时垂直力最大值为：2zF2221kGFr式中，是为动载系数，轿车：，货车：，越野车：75. 1k0 . 2k。5 . 2k半轴弯曲应力，为汽车差速器的设计- 16 -=87.7mpa32321632dakGdaFz半浮式半轴许用合成应力可取为 600-750Mpa 范围 故校核半径取 0.040m 满足合成应力在 600mpa -750mpa 范围3.4.2 半轴花键的强度计算半轴齿轮与半轴常用花键连接，一般采用渐开线花键。对花键需要进行挤压应力和键齿剪切应力验算。挤压许用应力不大于 200Mpa，剪切应力不大于 73Mpa。国产汽车半轴多采用 40Cr 或 40MnB 制造。另外，在中、小型汽车上，已有不少采用 40 或 45号钢制造半轴。对半轴一般需要进行中频淬火，使其具有适当硬化层，并在表面形成较大残余压应力，明显提高半轴的静扭转强度和疲劳强度。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为 （3-8）bzLdDTpABs4103半轴花键的挤压应力为 （3-9）2/ )(4/ )(103ABABpcdDdDLzT式中 T半轴承受的最大转矩，T=3320.4Nm；DB半轴花键(轴)外径，DB=44mm；dA相配的花键孔内径，dA=40mm；z花键齿数，在此取 20；Lp花键工作长度，Lp=25mm；b花键齿宽，b=3.75 mm；载荷分布的不均匀系数，取 0.75。将数据带入式（3-8） 、 （3-9）得：=51.1MPa =95.8 MPabc根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力不应超过 71.05 MPa，挤4ls- 17 -压应力不应超过 196 MPa，以上计算均满足要求。 c3.4.3 半轴其他主要参数的选择花键参数：齿数：120十孔位置度 0.2 为了满足工作要求及差速器的平稳运转，半轴需与轴承配合，最终使不同转速传到汽车轮胎，因而对半轴的长度作如下分配：=25mm， =4mm， =691mm， =20mm 如图所示：1l2l3l4l2569120图 3-4 花键轴3.4.4 半轴的结构设计及材料与热处理为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径，常常将加工花键的端部做得粗些，并适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增加，通常取 10 齿(轿车半轴)至18 齿(载货汽车半轴)。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。重型车半轴的杆部较粗，外端突缘也很大，当无较大锻造设备时可采用两端均为花键联接的结构，且取相同花键参数以简化工艺。在现代汽车半轴上，渐开线花键用得较广，但也有采用矩形或梯形花键的。半轴多采用含铬的中碳合金钢制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi 等。40MnB 是我国研制出的新钢种，作为半轴材料效果很好。半轴的热处理过去都采用调质处理的方法，调质后要求杆部硬度为 HB388444(突缘部分可降至 HB248)。近年来采用高频、中频感应淬火的口益增多。这种处理方法使半轴表面淬硬达 HRC5263，硬化层深约为其半径的13，心部硬度可定为 HRC3035；不淬火区(突缘等)的硬度可定在 HB248277 范围内。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，以及采用喷汽车差速器的设计- 18 -丸处理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等工艺，使半轴的静强度和疲劳强度大为提高，尤其是疲劳强度提高得十分显著。由于这些先进工艺的采用，不用合金钢而采用中碳(40 号、45 号)钢的半轴也日益增多。3.4.5 行星齿轮轴的设计及其强度计算由行星齿轮的孔径初步确定行星轴的直径为 d=18.4mm18.4mm由得半轴与行星齿轮之间的传动比为：121ziz =2.6720112i 由传动比可以确定功率的传动变化，即pip带入数据得 算出762.67p28.46pKW将其带入校核公式有： 20PdAN其中， p=28.46kw ，n=5200 转 ，计算可得0112A 8.29dmm由上可知行星轴直径不小于 8.29mm 就是安全可靠的根据行星齿轮的工作要求可确定行星齿轮轴的长度为 L=118mm，因而行星轴直径选可以满足工作需求。为了满足工作需求配合轴承行星轴两端出现长为 9mm18.4dmm直径为 15mm 的阶梯段轴。3.4.6 轴承的选择与校核1. 轴承的选择：初步选轴承为：常用滚动轴承,型号为 6007、6002。2. 轴承的校核：假设轴承的寿命为 10000h,当量动载荷的计算公式为： P=XFr+YFa (3-10)式中： Fr轴承的径向载荷（即轴承实际载荷的径向分量） ；Fa轴承所受的轴向载荷（既轴承实际载荷的轴向分量） ；- 19 -X径向动载荷系数，将实际径向载荷 Fr 转化为当量动载荷的修正系数；Y轴向动载荷系数，将实际轴向载荷 Fa 转化为当量动载荷的修正系数。其中：Fr=10（KN） Fa=7.52（KN）X=0.27 Y=1.04将数值代入公式（4.8）得：P=XFr+YFa 0.27 101.047.522.712.2610.52()KN=+=+= （3-11）1166010hnLCPe=其中：=3将数值代入上公式（4.9）得：)(21.1710100003 . 76052.10361KNC 3.计算轴承的基本额定寿命 Lh：Lh （3-12） PC3 . 760106将上面计算所得数值代入公式（4.10）得：hh100001100052.1072.173 . 7601036所以轴承 6007、6002 都合格。3.5 主减速器从动齿轮的设计3.5.1 主减速器的结构形式的选择单级圆锥齿轮减速器3.5.2 主减速器的减速形式汽车差速器的设计- 20 -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 i040 符合要求。（2）节圆直径的选择从动锥齿轮的计算转矩中取较小值按经验公式选出： （3-13） 32211.85cdTmm式中 d2从动锥齿轮的节圆直径，mm；Kd2直径系数，Kd2=13.015.3；取=14.22dkTc计算转矩，Nm; 3320.4Nm根据该式可知从动锥齿轮大端分度圆直径的取值范围为 189.65mm223.20mm.推荐当以挡传递时，节圆直径应大于或等于以下两式算得数值中较小值：maxeT2d=208mm0max21346. 0iiTdge=206mmrrGd2285. 0346. 0即在本设计中需使200mm2d当以直接传递时，则需满足以下条件maxeT2d=175mm0max2574. 0iTde最后根据上两式中所选得的值中的较大者，即可取=212mm2d2d（3）齿轮端面模数的选择d2选定后，可按式 m=d2/z2算出从动锥齿轮大端端面模数为 5.0，并用下式校核： （3-14）3TcKmm式中 Tc计算转矩，Nm；3320.4 NmKm模数系数，取 Km=0.3-0.4。由（5-2）可得模数的取值范围为 4.485.97故模数取 5.0 合适。（4）齿面宽的选择汽车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽 B(mm)推荐为10： - 23 -B=0.155d=0.155 21232.86mm （3-15） 式中 d2从动齿轮节圆直径，212mm。并且 B 要小于 10m即 59.10mm。考虑到齿轮强度要求取 35mm。小锥齿轮的齿面宽一般要比大锥齿轮的大 10%,故取 39mm（5）双曲面齿轮的偏移距 E轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的 E 值，不应超过从动齿轮节锥距 A0的 40%(接近于从动齿轮节圆直径 d 2的 20%)；而载货汽车、越野汽车和公共汽车等重负荷传动，E 则不应超过从动齿轮节锥距 A0的 20%（或取 E 值为 d：的 10%12%，且一般不超过 12%） 。传动比愈大则正也应愈大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距 E 可达从动齿轮节圆直径 d2的 2030。但当 E 大干 d2的 20时，应检查是否存在根切5。该车属轻负荷传动，故取 E 为 41mm。（6） 双曲面齿轮的偏移方向与螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋方向它是这样规定的，由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮处于右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮中心线上方时，则为上偏移，在下方时则为下偏移。双曲面齿轮的偏移方向与其轮齿的螺旋方向间有一定的关系：下偏移时主动齿轮的螺旋方向为左旋，从动齿轮为右旋；上偏移时主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋。该车取下偏移主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋。（7）齿轮法向压力角的选择格里森制规定轿车主减速器螺旋锥齿轮选用 1430，或 16的法向压力角；载货汽车和重型汽车则应分别选用 20、2230的法向压力角。对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽车选用2230的平均压力角，轿车选用 19的平均压力角。当 zl8 时，其平均压力角均选用 2115。该货车取齿轮法向压力角为022.53.5.6 主减速从动齿轮计算载荷的确定汽车差速器的设计- 24 -按以下三种工况进行从动齿轮的转矩计算（1）通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下。作用于主减速器从动齿轮上的转矩(Tje、Tjh)的较小者，作为载货汽车和越野汽车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： =3320.4 Nm （3-16）nkiiiTTdfeje/0.1max =5600.721649Nm （3-17）mmrjhirmGT22式中: Temax发动机量大转矩，Nm；158 Nm；i1变速器最低档传动比 i1=3.9 ；i0主减速比 i0= 5.91；上述传动部分的效率，取=0.9；T负荷转移系数 1.32mKd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 1 G2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；10500N 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 1 rr车轮的滚动半径，m；0.398m，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mim减速比(例如轮边减速器等)。该车无轮边减速器，故=97%，=1;mmi故 Tc=3320.4 Nm（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)- 25 -为： （3-18） )()(PHRLBLBrTajmfffnirGGT=777.34Nm 式中 Ga汽车满载总重，N；21000 N；GT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 0.010 fH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;fP汽车或汽车列车的性能系数：=-6.6/ )(195. 01601. 0maxeTaPTGGf195/22589195. 01601. 0由于 fP计算为负，取 0 值。则 fP=0注意：当计算主减速器主动齿轮时，应将各式分别除以该齿轮的减速比及传动效 （3）主动锥齿轮的转矩计算Tz=TC/ i0=3034.395 /0.95 4.55=591.4 Nm （3-19）TTz=Tjm/ i0=710.74/0.95 4.55=138.45 Nm （3-20）T式中 Tc，Tjm计算转矩，Nm。按最低传动比时 Tc 3320.4Nm，按从动齿轮的平均计算转矩 Tjm777.34Nmi0 主减速比 5.91；上述传动部分的效率，取=95%；TT3.6 驱动桥壳设计 整体式桥壳是把整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一整体的空心梁，其刚度和强度都比较好。桥壳将车体上的重力传到车轮并将作用在车轮上的牵引力，制动力，侧向力传给悬架和车架。其内部用来安装主减速器、差速器和半轴等。桥壳的作用就是汽车差速器的设计- 26 -直接承受汽车后部的负荷。当汽车直线行驶时，桥壳承受垂直和水平负荷，当汽车制动时，桥壳承受垂直和水平负荷及由制动力产生的扭转力矩，而汽车侧向滑移时，后桥壳承受垂直和侧向负荷。由此可知，后桥壳在实际使用中的工况是比较复杂的。因此在设计驱动桥壳时，应使其具有足够的强度，疲劳寿命及刚度，以确保减速器总成的正常运转。驱动桥壳应满足以下要求：1)保护装于其上的传动系部件和防止泥水侵入，具有足够的强度和使用寿命，质量小；2)具有高的刚度，以保证主减速器齿轮的啮合的正常工作和不使半轴产生附加弯曲应力；3)保证足够的离地间隙；4)结构工艺性好，成本底，拆装、保养、维修方便。整体式桥壳因制造方法不同，可分为整体铸造式、中段铸造压入钢管式和钢板冲压焊接式等。通过对差速器的整体设计可确定壳体的基本安全尺寸：壳体长 L=116mm ,壳体宽 B=96mm ,壳体高 H=140mm ,壳体壁厚 C=20mm。本设计选用整体铸造式桥壳，它具有如下优点：可制造成复杂而理想的形状，壁厚能够变化，可得到理想的应力分布，其刚度和强度都比较好，工作可靠，适应于要求桥壳承载负荷较大的中型和重型载货汽车。4 4 使用说明书使用说明书(SM)(SM)4.1 型号名称- 27 -N C 4 39 212 796差速带轮计算直径主动带轮直径差速器代号规格传动比4.2 差速器的主要技术参数(1)行星齿轮数 n(2)行星齿轮球面半径 Rb(3)行星齿轮和半轴齿轮齿数 Z1、Z2、Z3(4)行星齿轮和半轴齿轮节锥角 1、2 及模数 m(5) 压力角(6)行星齿轮轴直径 d 及支承长度 L(7)半轴齿轮的直径 d 及长度 L4.3 使用注意事项(1)拆装圆锥滚子轴承时必须使用专用工具。 (2)更换齿轮、差速器壳,必须重新调整主、从动锥齿轮的位置。 (3)拆卸行星齿轮轴时,用铜冲将行星齿轮轴慢慢敲出。 (4）从动锥齿轮与差速器壳连接螺栓应均匀交叉拧紧，拧紧力矩为 90N.m。4.4 维护及保养（1）差速器中有多处螺栓需要锁固以及轴承、衬套等需要粘接固持，需经常检查各连接件的紧固情况，应特别注意对传动部件的固定螺丝等重要部位的检查。（2）给各润滑点点油。（3
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