汽车整体式驱动桥设计【毕业论文】【汽车专业】

哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 1- 目 录 摘要 . I Abstract . II 第 1 章 绪 论 .1 1.1 课题研究的目的意义 .1 1.2 课题的国内外研究现状 .2 第 2 章 驱动桥的总体方案确定 .3 2.1 驱动桥的种类结构和设计要求 .3 2.1.1 汽车车桥的种类 .3 2.1.2 驱动桥的种类 .3 2.1.3 驱动桥设计要求 .6 2.2 设计车型主要参数 .4 2.3 主减速器结构方案 的确定 .4 2.3.1 主减速比的计算 .4 2.3.2 主减速器的齿轮类型 .4 2.3.3 主减速器的减速形式 .5 2.3.4 主减速器主从动锥齿轮的支承形式及安装方法 .8 2.4 差速器结构 方案的确定 .8 2.5 半轴的形 式确定 .8 2.6 桥壳形式的确定 .9 2.7 本章小结 .9 第 3 章 主减速器设计 .10 3.1 概述 .10 3.2 主减速器齿轮参数的选择与强度计算 .10 3.2.1 主减速器计算载荷的确定 .10 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 2- 3.2.2 主减速器齿轮参数的选择 . 11 3.2.3 主减速器齿 轮强度计算 .22 3.2.4 主减速器轴承计算 .26 3.4 主减速器的润滑 .33 3.4 主减速器的润滑 .33 3.5 本章小结 .33 第 4 章 差速器设计 .34 4.1 概述 .34 4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器原理 .34 4.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 .34 4.4 对称圆锥行星锥齿轮差速器的设计 .35 4.4.1 差速器齿轮的基本参数选择 .35 4.4.2 差速器齿轮的几何尺寸计算 .36 4.4.3 差速器齿轮的强度计算 .38 4.4.4 差速器齿轮的材料 .39 4.5 本章小结 .39 第 5 章 半轴设计 .40 5.1 概述 .40 5.2 半轴的设计与计算 .40 5.2.1 全浮式半轴的计算载荷的确定 .40 5.2.2 半轴杆部直径的初选 .41 5.2.3 全浮式半轴强度计算 .42 5.2.4 全浮式半轴花键强度计算 .42 5.2.5 半轴材料与热处理 .44 5.3 本章小结 .44 第 6 章 驱动桥桥壳的设计 .45 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 3- 6.1 概述 .45 6.2 桥壳的受力分析及强度计算 .45 6.2.1 桥壳的静弯曲应力计算 .45 6.2.2 在不平路面冲击载荷作用下桥壳的强度 .47 6.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳的强度计算 .47 6.2.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算 .49 6.3 本章小结 .51 结论 .52 参考文献 .53 致谢 .54 附录 .55 附录 A 外文文献中文翻译 .55 附录 B 外文文献原文 .57 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 4- 摘 要 轻型汽车在商用汽车生产中占有很大的比重，而且驱动桥在整车中十分重要 。 它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于载货汽车显得尤为重要。设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的驱动桥，能大大降低整车生产的总成本 。 本文首先确定主要部件的结构型式和主要设计参数 ，在分析驱动桥各部分结构形式、发展过程及其以往形式的优缺点的基础上，确定了总体设计方案， 采用传统设计方法对驱动桥各部件主减速器、差速器、半轴、桥壳进行设计计算并完成校核。 最后运用 AUTOCAD 完成装配图和主要零件图的绘制。 关键词 ： 驱动桥 ； 主减 速器 ； 差速器 ； 半轴 ； 桥壳 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 5- Abstract Pickup trucks take a large proportion of commercial vehicles production, and the drive axle is one of the most important structure. Drive axle is the one of automobile four important assemblies, its performance directly influence on the entire automobile, especially for the truck .Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed, heavy-loaded, exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the trucks developing tendency. In this paper, first of all determine the structure of major components and the main design parameters, determined on the basis of the design program, using the traditional design method of various parts of the drive axle Main reducer, differential, axle, axle housing was designed to calculate and complete the check. Finally complete the final assembly drawing by using AUTOCAD and mapping the main components. Keywords： Drive Hxle； Reduction Final Drive； Differential； Axle； Drive Axle Housing 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 6- 第 1 章 绪 论 1.1 选题背景目的与意义 汽车是改变世界的机器。汽车工业发展的百年历史中，已使世界发生了翻天覆地的变化。目前，全世界的汽车保有量已经超过 8.5 亿辆，我国民用汽车 2009 年就已达到 8500 万辆。中国的汽车工业起步的比较晚，迄今为止仅有 50 多年的历史，但其已取得很大的成就 【 1】 。无论从产销量上还是从技术水准上来看，中国的汽车都在不断的前进和发展中，尤其是在近几年，其发展速度更是出乎人们的意料， 很多人形容为“井喷 ”。 2004 年销售2241523 辆， 2005 年销售 2854822 辆， 2006 年销售 3833929 辆， 2007 年 销售 4731944 辆， 2008 年 销售 5006120 ， 2009 年销售 7453132 辆。（以上为2004 2009 年轿车的销量）。随着汽车产品科技含量的迅速提高和汽车拥有量的不断增加，汽车工业已经成为国民的经济支柱产业， 带动了许多相关企业、事业，包括钢铁、石油、橡胶、塑料、机床、道路、汽车销售、售后服务、运输、交通管理等的发展 2。 伴随着汽车工业的发展，使用范围的不断扩 大，对于各部件的研发与制造都提出了更高的要求，汽车车桥是汽车的重要大总成，其结构型式和设计参数对汽车的可靠性和操纵性稳定性等有直接的影响。驱动桥是现代汽车重要的总成之一，它位于传动系末端，其功用为增扭、降速、改变转矩的传动方向，并将转矩合理分配给左右驱动车轮。此外，还要承担路面与车架或车身间的各种力与力矩。在毕业设计中，完成对驱动桥的设计，是在完成大学学习后进行的一次综合性训练，是对所学的基本知识、基本理论和基本技能掌握与提高程度的一次总测试。作一篇好的毕业设计，既要系统地掌握和运用专业知识，还要有较宽的知 识面并有一定的逻辑思维能力和 写作 功底。撰写毕业 论文 的过程是训练学生独立进行科学研究的过程。通过撰写毕业 论文 ，可以使学生了解科学研究的过程，掌握如何收集、整理和利用材料；如何观察、如何调查、作样本分析；如何利用图书馆，检索文献数据；如何操作仪器等方法。撰写毕业 论文 是学习如何进行科学研究的一个极好的机会，因为它不仅有教师的指导与传授，可以减少摸索中的一些失误，少走弯路，而且直接参与和亲身体验了科学研究工作的全过程及其各环节，是一次系统的、 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 7- 全面的实践机会。依照指导教师的的要求和相应规范，完成对所要求题目的材料收集、筛选，并与其他同学进行合作，共同探讨最终完成设计，以此锻炼学生的文献查阅能力和与他人这件的团队协作能力，同时也有助于为日后的工作打下基础。 1.2 国内外驱动桥研究状况 1、 21 国外研究现状 国外轻型货车驱动桥开发技术已经非常的成熟，建立新的驱动桥开发模式成为国内外驱动桥开发团体的新目标。驱动桥设计新方法的应用使得其开发周期缩短，成本降低，可靠性增加。国外的最新开发模式和驱动桥新技术包括： (1) 并行工程开发模式 (2) 模态分析 (3) 驱动桥壳的有限元分析方法 。 (4) 高性能制动器技术 (5) 电子智能控制技术进入驱动桥产品 2。 2、国内研究现状 我国汽车驱动桥的研究设计与世界先进驱动桥设计技术还有一定的差距，我国车桥制造业虽然有一些成果，但都是在引进国外技术、纺制、再 加上自己改进的基础上了取得的。在科技迅速发展的推动下，高新技术在汽车领域的应用和推广，各种国外汽车新技术的引进，研究团队自身研发能力的提高，我国的驱动桥设计和制造会逐渐发展起来，并跟上世界先进的汽车零部件设计制造技术水准 3。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 8- 第 2 章 驱动桥的总体方案确定 2.1 驱动桥的结构和种类和设计要求 2.1.1 驱动桥的种类 驱动桥位于传动系末端，其基本功用首先是增扭、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，并合理的分配给左、右驱动车轮。驱动桥分为断开式和非断开式两种 【 3】 。 2.1.2 驱动桥结构组成 在多数汽车中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置（半轴）及桥壳等部件如图 1 1所示。 1 2 3 4 5 6 1轮毂 2半轴 3钢板弹簧座 4主减速器从动锥齿轮 5主减速器主动锥齿轮 6差速器总成 图 1 1 驱动桥的组成 2.1.3 驱动桥设计要求 (1)选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。 (2)外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离 地间隙，以满足通过性的要求。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 9- (3)齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。 (4)在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。 (5)具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。 (6)与悬架导向机构运动协调。 (7)结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便 【 4】 。 2.2 设计车型主要参数 本次设计的主要参数如表 2 1 所示 表 2 1 设计车型参数 轮胎 7.5-16 发动机最大转矩 245 Nm 汽车满载总质量 4450 kg 满载时轴荷分布 前轴 1630 后轴 2820 kg 主减速比 i 5.833 一档传动比 gi 5.568 2.3 主减速器结构方案的确定 2.3.1 主减速比的确 根据设计要求主减速比0i为 5.833。 2.3.2 主减速器的齿轮类型 按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮式传动，双 曲面齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式。 在发动机横置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用简单的斜齿圆柱齿轮发动 机纵置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用圆锥齿轮式传动或准双曲面齿轮式传动。在现代货车车驱动桥中，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。螺旋锥齿轮如图 2 1（ a）所示主、从动齿轮轴线交于一点，交角都采用 90度。双曲面齿轮如图 2 1（ b）所示主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 10- 和螺旋锥齿轮相比，双曲面齿轮的优点有： 图 2 1 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮 （ 1）尺寸相同时，双曲面齿轮有更大的传动比。 （ 2）传动比一定时，如果主动齿轮尺寸相同，双曲面齿轮比螺旋锥齿轮有较大轴径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。 （ 3）当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮的直径较小，有较大的离地间隙。 由于双曲面齿轮传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的相当曲率半径比相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径大，其结果是齿面建的接触应力降低。随偏移矩的不同，曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高达 175。 如果双曲面主动齿轮的螺旋角变大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有利于大传动比的传动，这对于驱动桥的主减速比大于 4.5 的传动有其优越性 5。 2.3.3 主减速器的减速形式 主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、减 速及轮边减速等。减速形式主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比 io的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。通常单极减速器用于主减速比 io 7.6 的各种中小型汽车上。 如图 2 2（ a）所示，单级减速驱动车桥是驱动桥中结构 最简单的一种，制造工艺较简单，成本较低，是驱动桥的基本型，在货车车上占有重要地位。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 11- （ a） 单级主减速器 （ b） 双级主减速器 图 2 2 主减速器 如图 2 2（ b）所示，与单级主减速器相比，由于双级主减速器由两级齿轮减速组成，使其结构复杂、质量加大；主减速器的齿轮及轴承数量的增多和材料消耗及加工的工时增加，制造成本也显着增加，只有在主减速比0i较大（ 7.6 120 i）且采 用单级主减速器不能满足既定的主减速比和离地间隙等要求是才采用。通常仅用在装在质量 10t 以上的重型汽车上。 本次设计货车主减速比0i=5.833，所以采用单级主减速器。 2.3.4 主减速器主从动锥齿轮的支承形式及安装方法 1、主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择 现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承形式有如下两种： （ 1）悬臂式 悬臂式支承结构如图 2 3 所示，其特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴径，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度 a 和增加两端的距 离b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子向外。悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，多用于传递转巨较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 12- 图 2 3 锥齿轮悬臂式支承 （ 2）骑马式 骑马式支承结构如图 2 4 所示，其特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承。 图 2.4 主动锥齿轮骑马式支承 本次设计货车为轻型货车，所以采用悬臂式。 2、主减速器从动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择 从动锥齿轮只有跨置式一种支撑形式如图 2 5 所示 6。 图 2 5 从动齿轮支撑形式 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 13- 本次设计主动 锥齿轮采用悬臂式支撑（圆锥滚子轴承），从动锥齿轮采用骑马式支撑（圆锥滚子轴承）。 2.4 差速器结构方案的确定 根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及它们之间的相互联系表明：汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的。例如，拐弯时外侧车轮行驶总要比内侧长。差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。 本次设计选用：普通锥齿轮式差速器，因为它结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥。 2.5 半轴形式的确定 驱动车轮的传动装置置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器半轴齿轮传给驱动车轮。其结够型式与驱动桥的结构型式密切相关，在断开式驱动桥和转向驱动桥中，驱动车轮的传动装置包括半轴和万向接传动装置且多采用等速万向节。如图 2 6 所示，根据半轴外端支撑形式分为半浮式，3/4 浮式，全浮式。 （ a）半浮式 （ b） 3/4 浮式 （ c）全浮式 图 2 6 半轴支撑形式 半浮式半轴以其靠近外端的轴颈直接支撑在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而端部则以具有圆锥面的轴颈及键与轮 毂相固定。具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。主要用于质量较小，使用条件好，承载负荷也不大的轿车和轻型载货汽车。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 14- 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，直接支撑着轮毂，而半轴则以其端部与轮毂想固定，因其侧向力引起弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命，所以未得到推广。 全浮式半轴的外端和以两个轴承支撑于桥壳的半轴套管上的轮毂相联接，由于其工作可靠，广泛应用于轻型及以上的各类汽车上。 根据相关车型及设计要求，本设计采用全浮半轴。 2.6 桥壳形式的确定 桥壳的结构型式大致分为可分式，组合式整体式三种，按照设计要求选用整体式。 2.7 本章小结 本章首先确定了主减速比，用以确定其它参数。对主减速器型式确定中主要从主减速器齿轮的类型、主减速器的减速形式、主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择、从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择，从而确定逐步给出驱动桥各个总成的基本结构，分析了驱动桥各总成结构组成。基本确定了驱动桥四个组成部分主减速器、差速器、半轴、桥壳的结构。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 15- 第 3 章 主减速器设计 3.1 概述 主减速器是汽车传动系中减小转 速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。 3.2 主减速器齿轮参数的选择与强度计算 3.2.1 主减速器齿轮计算载荷的确定 1、按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩jeT TTLeje KiTT 0m ax/n （ 3-1） 式中： EMBED Equ!tion.3 maxeT 发动机最大转矩 245 mN ； TLi 由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比 TLi =0i 1i 变速器传动比 1i =5.568； 主减速器传动比0i 5.833 T 上述传动部分的效率，取 T =0.9； 0K 超载系数，取0K=1.0； n 驱动桥数目 1。 jeT=201 5.568 5.833 1 0.9/1=7161.4 mN 错误 !未找到引用源。 2、按驱动轮在良好路面上打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩jT LBLBrj i rGT 2 （ 3-2） 式中： 2G 汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷， N；但后桥来说还应考虑到汽车加 速时负腷增大量，可初取： 2G = 满G 9.8=22509.8=27636N ； 轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取 =0.85； 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 16- 对于越野汽车，取 =1.0； r 车轮滚动半径， 0.405m； LBLB i, 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传动比，分别取 0.96 和 1。 LBLBrj i rGT 2=11255.2 错误 !未找到引用源。 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（jje TT ,）的较小者，作为载货汽车计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷 【 5】 。 3.2.2 主减速器齿轮参数的选择 1、主、从动齿数的选择 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀， 1z ， 2z 之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于 40；为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车 1z 一般不小于 6；主传动比 i 较大时， 1z 尽量取得小一些，以便得到满 意的离地间隙。对于不同的主传动比， 1z 和 2z 应有适宜的搭配 【 6】 。 主减速器的传动比为 5.833，初定主动齿轮齿数 1z =7，从动齿轮齿数 2z =41。 2、从动锥齿轮节圆直径 2d 及端面模数tm的选择 根据从动锥齿轮的计算转矩（见式 3.1 和式 3.2 并取两式计 算结果中较小的一个作为计算依据，按经验公式选出： 32 2 jd TKd （ 3-3） 式中：2dK 直径系数，取2dK=13 16； jT 计算转矩， mN ，取jT，jeT较小的。 取jeT=6675.46 错误 !未找到引用源。 。 计算得， 2d =250.78 308.42mm，初取 2d =260mm。 2d 选定后，可按式 22 / zdm 算出从动齿轮大端模数，并用下式校核 3t mjm K T （ 3-4） 式中： mK 模数系数，取 Km =0.3 0.4； 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 17- jT 计算转矩， mN ，取jeT。 3t mjm K T= 3 46.6675)4.03.0( =5.78 7.71 由 GB/T12368-1990，取tm=6.5，满足校核。 所以有：1d=45.5mm 2d=266.5mm。 3、螺旋锥齿轮齿面宽的选择 通常推荐圆锥齿轮从动齿轮的齿宽 F 为其节锥距0A的 0.3 倍。对于汽车工业，主减速器螺旋锥齿轮面宽度推荐采用： F=0.1552d=41.31mm 4、螺旋锥齿轮螺旋方向 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的轴向力的方向。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。 5、 旋角 的选择 螺旋角 是在节锥表面的展开图上定义的，齿面宽中点处为该齿轮的名 义螺旋角。dEzz 9052512 =47.23 6、法向压力角 a的选择 压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切 的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重迭系数下降，一般对于 “ 格里森 ” 制主减速器螺旋锥齿轮来说，载货汽车可选用 20 压力角。 7、主从动锥齿轮几何计算 计算结果如表 3 1 所示。 计算方法为，例：第 (15)项中， (14)+(9)(13)的意思为，用第 (14)项的计算数据加上第 (9)项的计算数据乘以第 (13)项的计算数据。第 (65)项求得地齿线半径dr与第 (7)项选定的刀盘半径dr之差 不应超过dr值的 1。否则需重新试计算第 (20)项至第 (65)项。如果drdr，则应增大 tan值。修正量是根据曲率半 径的差值来选取的 【 9】 。若无特殊考虑，则第二次试算时可将 tan 改大 10。如果第二次试算得出的dr新值仍不接近dr，就要进行的三次试算，通常也是最后一次试算，可用下式求 tan 3 ： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 18- 1122 123 2066166662020t a n ）（）（）（）（）（）（ （ 3-5） 式中下标 1， 2， 3分别表示第二、第二和第三 次计算得结果。 表 3 1 主减速器齿轮的几何尺寸计算用表 序号 计算公式 计算数据 注释 （ 1） 1z 7 小齿轮 1z ，应不小于 6 （ 2） 2z 41 1z 2z 40，载货汽车 （ 4） F=0.155 2d 41.31 大齿轮齿面宽 （ 5） E 30 E EMBED Aquation.3 0.2 2d （ 6） 2d 266.5 大齿轮分度圆直 径 （ 7） dr 95.25 刀盘名义半径 （ 8） 1 47.23 小齿轮螺旋角预 选值 (12) 2mR 113.0153 大齿轮在齿面中点处的分度圆半径 （ 13） sini)12( )11)(5( 0.200491 (14) cosi 0.965595 (15) (14)+(9)(13) 1.246718 （ 16） （ 3）（ 12） 19.295107 （ 17） 1mR =(15)(16) 24.055557 小齿轮在齿面宽 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 19- 中点处的分度圆半径 （ 18） RT =0.02（ 1） 1.06 1.2 齿轮收缩系数 （ 19） )10( )12(（ 17） 575.683512 （ 20） tan = )19( )5( 0.052112 0.057323 0.058006 (21) 2)20(0.1 1.001357 1.001642 1.001681 (22) sin 0.052041 0.057229 0.057908 (23) 2.983099 3.280776 3.319778 (24) sin 2 =)12( )22)(17()5( 0.254374 0.25269 0.253125 (25) tan 2 0.263026 0.261805 0.261646 (26) tan 12 )25( )22( 0.197855 0.261805 0.261646 （ 27） cos 12 0.980983 0.976932 0.976373 (28) sin 2 = )25( )22( 0.259305 0.259249 0.259250 (29) cos 2 0.965795 0.965810 0.965810 (30) tan 12 = 28 )29()15( 1.083367 1.083544 1.083540 (31) (28) )30()9( -0.000604 -0.000670 -0.000649 (32) (3)(31) -0.000103 -0.000111 -0.000110 (33) sin1 =(24)-(22)( 0.254780 0.253275 0.253189 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 20- 32) (34) tan1 0.263033 0.261812 0.261717 (35) tan1 )34( )22( 0.217573 0.218589 0.221262 (36) 1 12.2747 12.3302 12.4763 小齿轮节锥角 (37) cos1 0.977139 0.976933 0.976385 (38) sin1 = )37( )33( 0.260741 0.259255 0.259313 (39) 1 15.1140 15.0258 15.0292 (40) cos1 0.965409 0.965809 0.965793 (41) tan 1 =)37( )40()31()15( 1.076566 1.080940 1.080839 (42) 1 47.1116 47.2274 47.2247 小齿轮中点螺旋角 (43) cos 1 0.680572 0.679090 0.679124 (44) 2 =(42)-(39) 31.9976 32.2015 32.1954 (45) 2 0.848070 0.846175 0.846235 (46) tan 2 0.624812 0.629772 0.629624 (47) cot2 = )33()22( 0.224621 0.225956 0.228714 (48) 2 77.3402 77.2674 77.1172 大齿轮节锥角 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 21- (50) cos 2 0.219160 0.220399 0.222957 (51) )37( )32)(12()17( 24.60644 34.61071 24.62454 (52) )50( )12( 515.67485 512.77592 506.89281 (53) (51)+(52) 540.28129 512.77592 531.51735 (54) )49( )45)(12( 98.23312 98.04191 98.10705 (55) )35()51)(43( 76.96937 76.45803 75.58062 (56) -tan01=)53( )54)(46()55)(41( 0.039767 0.038897 0.037477 (57) - 01 2.2772 2.2274 2.1462 (58) cos 01 0.999210 0.999244 0.999298 (59) )51( )56)(41( 0.001740 0.0017084 0.001645 (60) )52( )56)(46( 0.000048 0.0000477 0.0000465 (61) (54)(55) 7560.9421 7496.0917 7414.9914 (62) )61( )55()54( 0.002812 0.002879 0.003038 (63) (59)+(60)+(62) 0.004600 0.002879 0.004729 (49) sin 2 0.975688 0.975410 0.974482 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 22- (64) )61( )46()41( 98.20739 97.413019 95.481492 （ 65） dr )58()64( 98.285036 97.413019 95.481492 （ 66） )65( )7( 0.969120 0.977795 0.997575 （ 67） （ 3）（ 50）； 1.0（ 3） 0.03808 0.829270 （ 68） )35)(17()34( )5( ； （ 35）（ 37） 109.305051 0.216037 （续表） （ 69） （ 37）（ 40）（ 67）左 1.013147 （ 70） mz （ 49）（ 51） 24.004694 （ 71） z=(12)(47)-(70) 1.282165 大齿轮节锥顶点到小齿轮轴线的距离，正号表示该节锥点越过小齿轮轴线负号表示该节锥点在大齿轮轮体与小齿轮轴线之间 （ 72） mA )49()12( 115.933580 在节平面内大齿轮齿面宽中点锥距 （ 73） A )49( )6(5.0 136.690780 大齿轮节锥距 （ 74） （ 73）（ 72） 20.757200 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 23- （ 75） gmh )2( )45)(12(k 8.397439 （ 76） )7( )46)(12( 0.747056 （ 77） )45( )49( (76) 0.404903 （ 78） i 45 次论两侧压力较的 总和 （ 79） sin i 0.707107 （ 80） 2i = 0.2)78( 22.5 （ 81） cos2i 0.923880 （ 83） )82( )77( 0.977521 (84) D = )2()83(10560 251.771317 双重收缩齿齿根角的总和（单位：分） (85) K 0.130 大齿轮齿顶高系数 (86) bK 1.150（ 85） 1.02 (87) 2mh （ 75）（ 85） 1.091667 大齿轮齿面宽中点 处的齿顶高 (88) 2mh （ 75）（ 85） 0.05 8.615387 大齿轮齿面宽中点 处的齿根高 (89) 2 （ 84）（ 85） 32.730271 大齿轮齿顶角（单位：分） 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 24- (90) sin 2 0.009521 (91) 2 （ 84）（ 89） 266.48488 大齿轮齿根位：分） (92) sin 2 0.063673 (93) 2h =(87)+(74)(90) 1.289296 大齿轮齿顶高 （ 94） 2h （ 88）（ 74）（ 90） 9.937060 大齿轮齿根高 （ 95） c=0.150(75)+0.05 1.309616 径向间隙 （ 96） h=(93)+(94) 11.226356 大齿轮齿全高 （ 97） gh （ 96）（ 95） 9.916740 大齿轮工作高 （ 98） 02 （ 48）（ 89） 77.662712 大齿轮的面锥角 （ 102） sin 2R 0.958653 （ 103） cos 2R 0.284575 (104) cot 2R 0.011208 (105) 02d = 5.0)50)(93( (6) 267.074915 大齿轮外圆直径 (106) （ 70）（ 74）（ 50） 28.632657 (107) 02x （ 106）（ 93）（ 49） 27.375815 大齿轮外缘至小齿 轮轴线距离 (108) )99( )87()90)(72( 0.012423 (109) )102( )88()92)(72( 1.286751 (110) 0z （ 71）（ 108） 1.831064 大齿轮面锥角顶点至小齿轮轴线距离 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 25- (111) Rz （ 71）（ 109） 0.556736 大齿轮根锥角顶点至小齿轮轴线距离 (112) （ 12）（ 70）（ 104） 113.284345 (113) sin 112)5( 0.264820 (114) cos = 2)113(1 0.964298 (115) tan =)114( )113( 0.274625 (116) sin 01 =(103)(114) 0.274415 (117) 01 15.927161 小齿轮面锥角 (118) cos 01 0.961611 (119) tan 01 0.285370 (120) )103( )95()111)(102( 6.477493 (121) 0G )114( )120()113)(5( 1.521425 小齿轮面锥角顶点至大齿轮轴线的距离 （ 122） tan = )69( )67)(38( 左 0.009742 （ 123） ；cos 0.558195 0.999952 （ 124） =(39)-(123)左； cos 14.471084 0.968274 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 26- （ 125） 1=(117)- (36)； cos1 3.440786 0.998186 （ 126） (113)(67)右-(68)右 0.003570 0.435644 （ 127） 右右)114( )113( 1.032716 （ 128） （ 68）左（ 87）（ 68）右 （ 129） 右)125()118( 0.963358 （ 130） （ 74）（ 127） 21.436292 （ 131） 0B（ 128）（ 130）（ 129）（ 75）（ 126）左 130.221694 小齿轮外缘至大齿 轮轴线的距离 （ 132） （ 4）（ 127）（ 130） 21.225206 （ 133） iB（ 128）（ 132）（ 129）（ 75）（ 126）右 85.435125 小齿轮的前缘之大 齿轮轴线的距离 （ 134） （ 121）（ 131） 131.743119 （ 135） 01d 5.0 )134)(119( 75.191067 小齿轮外圆直径 （ 136） )12()99( )100)(70( 118.265536 （ 137） sin = )136( )5( 0.253666 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 27- 3.2.3 螺旋锥齿轮的强度计算 1、损坏形式及寿命 在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。 齿轮的损坏形 式常见的 有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等 【 12】 。 表 3 2 汽车驱动桥齿轮的许用应力 ( N mm2 ) （ 138） 3.942185 （ 139） cos 0.997634 （ 140） )100( )95()110)(99( 14.501106 （ 141） RG = )139()140()137)(5( -9.907469 小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离 （ 142） sin 1R =(100)(139) 0.213160 （ 143） 1R 12.307628 小齿轮根锥角 （ 144） cos 1R 0.977017 （ 145） tan 1R 0.218175 （ 146） minB 0.156 最小齿侧间隙允许 值 （ 147） maxB 0.207 最大齿侧间隙允许 值 （ 148） （ 90）（ 92） 0.073194 （ 149） （ 96）（ 4）（ 148） 8.202712 （ 150） iA （ 73）（ 4） 95.38078 在节平面内大齿轮 内锥距 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 28- 计算载荷 主减速器齿轮的许用弯曲应力 主减速器齿轮的许用接触应力 差速器齿轮的许用弯曲应力 jeT，jT中的较小者 700 2800 980 jmT 210.9 1750 210.9 2、主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 （ 1）单位齿长上的圆周力 在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即 FPp （ 3-8） 式中： p 单位齿长上的圆周力， N/mm； P 作用在齿轮上的圆周力， N，按发动机最大转矩maxeT和最大附着 力矩 rrG2 两种载荷工况进行计算。 按发动机最大转矩计算：FdiTp ge21013max （ 3-9） 式中： maxeT 发动机输出的最大转矩，在此为 245 mN ； gi 变速器的传动比，在此为 5.568； 1d 主动齿轮节圆直径，在此取 45.5mm.； 按上式计算： p =1451.539 N mm 表 3 3 许用单位齿长上的圆周力 p (N mm) 一档 二档 直接档 轿车 893 536 321 载货汽车 1429 250 公共汽车 982 214 牵引汽车 536 250 类别 档位 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 29- 按最大附着：FdrGp r210232 （ 3-10） 式中： 2G 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此取 27636N； 轮胎与地面的附着系数，在此取 0.85； r 轮胎的滚动半径，在此取 0.405m； 2d 主减速器冲动齿轮节圆直径，在此取 266.5； 按上式计算： p =1309.647 N mm 校核后，齿轮设计符合相应圆周力要求。 （ 2）轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力 )/( 2mmNw为 JmzFKKKKTvmSjw 203102 （ 3-11） 式中：jT 齿轮计算转矩 错误 !未找到引用源。 ，对从动齿轮，取jT，jeT较小的者，即jeT=7161.43 错误 !未找到引用源。 错误 !未找到引用源。 0K 超载系数， 1.0； sK 尺寸系数sK=44.25m =0.711246； mK 载荷分配系数取mK=1； vK 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，文件齿轮接触良好、节及径向跳动精度高时，取 1； J 计算弯曲应力用的综合系数，见图 3 1， 1J =0.242（主动），2J =0.178（从动）。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 30- 图 3 1 弯曲计算用综合系数 J 按jeT计算： 主动锥齿轮弯曲应力1w= 682.26N mm2 700 N mm2 从动锥齿轮弯曲应力2w=258.66 N mm2 700 N mm2 综上所述由表 3 2，计算的齿轮满足弯曲强度的要求。 （ 3）轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力j（ N mm2 ）为： JFKKKKKTdCvfmsjzpj 301102 （ 3-12） 式中：jzT 主动齿轮计算转矩为1jeT=1364.16 错误 !未找到引用源。 错误 !未找到引用源。 ； pC 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 232.6 mmN /21 ； 1d 主动齿轮节圆直径， 45.5mm； 求 综 合 系 数 J 的 齿 轮 齿 数 相啮合齿轮的齿数 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 31- 0K，vK，mK同 3.10； sK 尺寸系数，sK=1； fK 表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取 1； F 齿面宽，取齿轮副中较小值即从动齿轮齿宽 41.35mm； J 计算应力的综合系数， J =0.131，见图 3 2所示。 图 3 2 接触强度计算综合系数 J 按1jeT计算，j=2753.472800 N mm2 由图 3.2 轮齿齿面接触强度满足校核。 3.2.4 主减速器的轴承计算 1、作用在主 减速器主动齿轮上的力 如图 3.3 所示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 直于齿轮的轴线径向力 【 13】 。 大齿轮齿数2z 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 32- 。 图 3.3 主动锥齿轮工作时受力情况 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 10： 313333332223111m a x 1001001001001001 TRgRiRTgiTgiTgiedfiffiffiffifTT (3.13) 式中： maxeT 发动机最大转矩，在此取 245Nm ； 1if ， 2if iRf 变速器在各挡的使用率，可参考表 3.4 选取 0.5，2， 5， 15， 77.5 ； 1gi ， 2gi gRi 变速器各挡的传动比 5.56， 3.82， 2.44， 1.55， 1； 1Tf ， 2Tf TRf 变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表 3.4选取 50， 60， 70， 70， 60 。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 33- 变速器 檔位 if Tf 表 3.4 if 及 Tf 的参考值 车型 轿车 公共汽车 载货汽车 III挡 IV 挡 IV 挡 IV 挡带 超速檔 IV挡 IV 挡带 超速檔 V 挡 TK80 if I II III IV V 1 9 90 1 4 20 75 0.8 2.5 16 80.7 2 6 27 65 1 4 15 50 1 3 11 85 0.5 3.5 7 59 0.5 2 5 15 77.5 Tf I II III IV V 60 60 50 70 65 60 60 65 60 50 50 70 70 60 60 70 70 60 60 50 60 70 60 50 60 70 70 50 60 70 70 60 注：表中aeT GTK 1.0 max，其中maxeT 发动机最大转矩， mN ；aG 汽车总重， kN ， 此处 TK 0.55。 经计算 dT =217.962 Nm 齿面宽中点的圆周力：mRTP （ 3-14） 式中： T 作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩dT1； mR 该齿轮齿面宽中点的分度圆半径。 1mR 24.05mm， 2mR =113.01mm 计算螺旋锥齿轮的轴向力与径向力根据条件选用表 3 5 中公式。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 34- 表 3 5 圆锥齿轮轴向力与径向力 主动齿轮 轴向力 径向力 螺旋方向 旋转 方向 右 左 顺时针 逆时针 )c o ss ins in( t a nc o s 221 PA )c o ss ins in( t a nc o s 112 PA )s ins inc o s( t a nc o s 221 PR )s ins inc o s( t a nc o s 112 PR 右 左 逆时针 顺时针 )c o ss ins in( t a nc o s 111 PA )c o ss ins in( t a nc o s 222 PA )s ins inc o s( t a nc o s 111 PR )s ins inc o s( t a nc o s 222 PR 主动齿轮的螺旋方向为左；旋转方向为顺时针： )c o ss ins in( t a nc o s 1111 PA =2527.63 N （ 3-15） )s ins inc o s( t a nc o s 1111 PR = 6858.64 N （ 3-16） 从动齿轮的螺旋方向为右：旋转方向为逆时针： )c o ss ins in( t a nc o s 2222 PA =5072.09 N （ 3-17） )s ins inc o s( t a nc o s 2222 PR =2626.26 N （ 3-18） 式中： 齿廓表面的法向压力角 20 ； 1 主动齿轮的节锥角 12.47 ； 2 从动齿轮的节锥角 77.12 ；。 1 主动锥齿轮螺旋角 47.22 ； 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 35- 2 从动锥齿轮螺旋角 32.19 。 2、主减速器 轴承载荷的计算 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。对于采用悬臂式的主动锥齿轮和跨置式的从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图 3 4所示。 图 3 4主减速器轴承的布置尺寸 轴承 A， B的径向载荷分别为 AR = 21112 5.01 mdAbRbPa （ 3-19） 21112 5.01 mB dAcRcPaR （ 3-20） 式中：已知 P=9062.86N， 1R =6858.64N， 1A =2527.63N , md1 48.11mm, a=40mm， b=100mm， c=140mm。 所以，轴承 A的径向力 AR =17053.58 N，轴承 B的径向力 BR =18868.42 N 轴承的寿命为 610QfCrfLpt s （ 3-21） 式中： tf 为温度系数，在此取 1.0； pf 为载荷系数，在此取 1.2； Cr 额定动载荷， N：其值根据轴承型号确定。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 36- 此外对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速 器的从动锥齿轮轴承的计算转速 2n 为 ramr vn 66.22 r/min （ 3-22） 式中： r 轮胎的滚动半径， 0.405m； 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 33 km/h。 所以有上式可得 2n =216.74 r/min 主动锥齿轮的计算转速 1n =216.745.833=1264.25 r/min 。 所以轴承能工作的额定轴承寿命： nLLh 60 h （ 3-23） 式中 : n 轴承的计算转速， 1264.25r/min。 若大修里程 S定为 100000 公里，可计算出预期寿命即 hL =amvS h （ 3-24） 所以 hL =3030.3 h 对于轴承 A 和 B，根据尺寸，在此 A 选用 32206 型轴承，在此 B选用 32207型轴承。 对 于 轴 承 B ： d=40mm,D=80mm ， Cr=105KN ， e=0.37 ， 在 此 径 向 力BR =18868.42N， 轴向力 1A =2527.63N，所以BRA1 =0.133030.3 h= hL 所以轴承 B 符合使用要求。 11 对于轴承 A： d=35mm,D=72mm， Cr=63.8KN， e=0.37，径向力 AR =17053.58N， 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 37- 轴向力1A=2527.63N ，所以ARA1 =0.143030.3 h= hL 所以轴承 A 符合使用要求。 对于从动齿轮的轴承 C， D 的径向力 Rc = 2222 25.01 mdAbRbPa （ 3-27） 22222 5.01 mD dAcRcPaR （ 3-28） 已知： P=9062.86N， 2A =5072.09N， 2R =2626.26 N， a=254mm， b=140mm， c=114mm所以，轴承 C 的径向力：CR=5060.35N；轴承 D 的径向力：DR=5324.08N 根据尺寸，轴承 C， D 均采用 30213，其额定动载荷 Cr为 160KN,D=120mm， d=65mm T=32.75mm， e=0.35 对于轴承 C，轴向力 2A =5072.09N，径向力CR=5060.35N，并且CRA2 =1.0023e， X=0.4， Y=1.7 所以 Q= Cd YRXAf 2=1.2(0.45072.09 1.75060.35)=12757.72N hL = QCrn6010 6 =22836.91 hL 所以轴承 C 满足使用要求。 对于轴承 D，轴向力 2A =5072.09N，径向力 DR =5324.08N, 并且DRA2 =0.95e，X=0.4,Y=1.7。 所以 Q= Dd YRXAf 2 =1.2(0.45072.09 1.75324.08)= 13295.73N 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 38- hL = QCrn6010 6 =19899.41h hL 所以轴承 D满足使用要求。 3.3 主减速器齿轮材料及热处理 驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等 11。在此，齿轮所采用的钢为 20CrMnTi 用渗碳合金钢制造的齿轮。 3.4 主减速器的润滑 主加速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，为此，通常是在从动齿轮的前端靠近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过近油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的下端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环 12。 3.5 本章小结 本章根据所给参数确定了主减速器计算载荷、并根据有关的机械设计、机械制造的标准对齿轮参数进行合理的选择，最后对螺旋锥齿轮的相 关几何尺寸参数进行列表整理，并且对主动、从动齿轮进行强度校核。对主减速器齿轮的材料及热处理，主减速器的润滑给以说明。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 39- 第 4 章 差速器设计 4.1 概述 汽车在行使过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等。为此在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器 【 7】 。 4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器原理 如图 4 1 所示，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。 图 4.1 差速器差速原理 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（图 4.1），其值为0 r。于是1 = 2 = 0 ，即差速器不起作用，而半轴角速度等于差速器壳 3 的角速度。 1 r + 2 r =（ 0 r + 4 r ） +( 0 r - 4 r ) 即 1 + 2 =20 （ 4-1） 若角速度以每分钟转数 n021 2nnn （ 4-2） 式（ 4-2）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。 4.3 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。由于其具有结 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 40- 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 公路车辆上。 4.4 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 4.4.1 差速器齿轮的基本参数选择 1、行星齿轮数目的选择 载货汽车多用 4个行星齿轮。 2、行星齿轮球面半径BR（ 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 BR 球面半径可根据经验公式来确定： 3jBB TKR （ mm） （ 4-3） 式中： BK 行星齿轮球面半径系数， 2.52 2.99，取 BK 2.6； jT ，取jT，jeT较小的者即jeT=7161.43 错误 !未找到引用源。 。 经计算 BR =48.5757.63mm，取 BR =50.12mm 差速器行星齿轮球面半径 BR 确定后，即根据下式预选其节锥距： 0A=（ 0.98 0.99） BR （ 4-4） 0A 49.11 49.62mm ，取 49.5mm 3、行星齿轮与半轴齿轮 齿数的选择 行星齿轮的齿数一般不应少于 10。半轴齿轮的齿数采用 14 25。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在 1.5 2 范围内。 在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数 RL zz 22 , 之和，必须能被行星齿轮的数目 n 所整除，否则将不能安装，即应满足： n zz rL 22 = I （ 4-5） 式中： Lz2 ， rz2 左，右半轴齿数， Lz2 = rz2 ； n 行星齿轮数， n=4； I 任意整数。 取行星齿轮齿数 1z =10，半轴齿轮齿数 2z =20，满足条件。 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和半轴齿轮的节锥角 21, ： ；435.63a r c t a n；565.26a r c t a n1221 21 zzzz （ 4-6） 式中： 21,zz 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： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 41- 22 011 0 s in2s in2 zAzAm =4.427 （ 4-7） 由机械设计手册： GB/T12368-1990，取标准模数 m =4.5mm； 确定模数后，节圆直 径 d 即可由下式求得： mmmzdmmmzd 90；4521 21 （ 4-8） 5、压力角 目前汽车差速器齿轮大都选用 3022 的压力角 6、行星齿轮安装孔直径 及其深度 L 的确定 行星齿轮安装孔 与行星齿轮名义直径相同，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，如图 4 3 所示。 图 4 3安装孔直径 及其深度 L 1.1L =19（ mm） nlTC 1.110 30 =18 mm （ 4-9） 式中：0T 差速器传递的转矩 6675.46 mN ； n 行星齿轮数 4； l 行星齿轮支承面中点到锥顶的距离， mm. 25.0 dl ， 2d 是半轴齿轮齿面宽中点处的直径 22 8.0 dd ， l=36mm； c 支承面的许用挤压应力，取为 98MPa.。 4.4.2 差速器齿轮的几何尺寸计算 如表 4 1计算步骤 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 42- 表 4 1 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算表（长度单位 mm） 序号 计算公式 数据 项目 （ 1） 1z 1z=10 行星齿轮齿数 （ 2） 2z 2z=20 半轴齿轮齿数 （ 3） m m =4.5 模数 （ 4） F=(0.25 0.30)A ； F 10m 13 齿面宽 （ 5） mhg 6.1 gh =7.2 工作齿高 （ 6） 051.0788.1 mh 8.097 全齿高 （ 7） 22.5 压力角 （ 8） 90 轴交角 （ 9） 11 mzd ； 22 mzd 451d 902 d 节圆直径 （ 10） 211 arctan zz ， 12 90 565.261 435.632 节锥角 （ 11） 22110 s in2s in2 ddA 0A =49.5mm 节锥距 （ 12） t =3.1416m t =14.1372 周节 （ 13） 21 aga hhh ；mzzh a 212237.043.0 1ah =4.84875mm 2ah =2.35125mm 齿顶高 （ 14） 1fh =1.788m - 1ah ； 2fh =1.788m -2ah 1fh =3.19725mm； 2fh =5.69475mm 齿根高 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 43- （ 15） c =h - gh =0.188m +0.051 c=0.897mm 径向间隙 （ 16） 1 =01arctan Ahf ；022 arctan Ah f 1 =3.696； 2 =6.562 齿根角 （ 17） 211 o ； 122 o 1o =33.127 2o =67.131 面锥角 （ 18） 111 R ； 222 R 1R =22.869 2R =56.873 根锥角 （ 19） 1111 c o s2 ao hdd 22202 c o s2 ahdd d1=53.658mm 103.922 d mm 外圆直径 （ 20） 11201 sin2 hd 22102 sin2 hd 832.4201 mm 397.2002 mm 节圆顶点至齿轮外缘距离 （ 21） 21 sts mhhts ta n2 212 1s =7.905 mm 2s =6.232 mm 理论弧齿厚 （ 22） B =0.127 0.178 mm B =0.14mm 齿侧间隙 4.4.3 差速器齿轮的强度计算 汽车差速器齿轮的弯曲应力为 JmFzKKKTKvmsw 2203102 （ 4-10） 式中： T 差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩， mN ； 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 44- nTT je 6.0 （ 4-11） nTT je 6.0 =4 6.043.7161 =1074.21 mN ； n 差速器行星齿轮数目 4；2z 半轴齿轮齿数 20； 0K 超载系数 1.0； vK 品质系数 1.0； sK 尺寸系数4 4.25mKs =0.6487； mK 载荷分配系数 1.1； F 齿面宽 13mm； m 模数 4.5mm； J 计算汽车差速器齿轮弯曲应力的总和系数 0.2239，见图 4 5。 图 4 5 弯曲计算用综合系数 J 以jeT计算 得：w=817.53 MPaw=980 MPa 所以由表 4 5 差速器齿轮强度满足要求。 4.4.4 差速器齿轮的材料 本设计采用 20CrMnTi 4.5 本章小结 本章对差速器进行计算并校核，最终确定差速器的各个参数。 相啮合另一齿轮齿数 求 综 合 系 数 的 齿 轮 齿 数 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计 (论文 ) - 45- 第 5 章 半轴设计 5.1 概述 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，在此由于是载重汽车，采用全浮 式结构。 5.2 半轴的设计与计算 5.2.1 全浮式半轴的计算载荷的确定 计算时首先应合理地确定作用在半轴上的载荷，应考虑到以下三种可能的载荷工况： （ 1）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； （ 2）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； （ 3）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 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，只计算在上述第一种工况下转矩，如图 5.1 为全浮半轴支撑示意图。 其计算可按 rRrL rXrXT 22 求得，其中 LX2 ， RX2 的计算，可根据最大附着力和发动机最大转矩计算，并取两者中的较小者。 若按最大附着力计算，即 2 222GmXXRL （ 5-1） 式中： 轮胎与地面的