毕业设计（论文）-差速器总成的设计与分析.doc

上海工程技术大学毕业设计（论文） sues-06差速器总成的设计与分析各专业完整优秀毕业论文设计图纸 摘 要差速器作为汽车驱动桥中的主要部件，在汽车行驶转向中起着至关重要的作用。它在向两边半轴传递动力的同时也能保证两边半轴以不同的转速旋转，很大程度上的避免了汽车在转向过程中驱动车轮产生滑转或滑移的现象。本次设计的意图是通过ug软件对sues-06差速器进行设计，并通过ug和catia软件对其进行装配、仿真及分析，模拟现代汽车零部件的设计过程。根据毕业论文设计任务书中的要求，本文首先对汽车差速器做了阐述，并介绍了汽车差速器的分类和设计要求，着重介绍了sues-06差速器的组成和功用，并对其几个重要的设计参数进行分析计算。然后运用ug/cad模块建立汽车差速器的实体模型并进行了装配。接着运用catia软件对sues-06差速器进行运动仿真分析。最后对差速器典型零件进行有限元分析，最后做出结论。在这次的毕业设计中，完成了差速器参数的计算，使用ug软件完成了差速器所有零件的数字模型，顺利地进行了虚拟装配。并通过对差速器受力零件有限元的分析，说明是符合实际应用要求的，这些计算和设计也都是正确、可行的。关键词：差速器，ug，实体模型，有限元design and analysis on sues-06 differentialabstract as the important part of the driving axle, differential gear plays a crucial role in steering of car-driving. it not only transfers the power for semiaxles of both sides , but also ensures them twirling at different speed, which effectively avoided the wheel-slipping situation in turning-around . the intention of this design is to invent sues-06 differential gear through ug catia, which will be fixed, emulated and analyzed through computer so that i can emulate the process of design for the modern spare parts for car. in according to the requirements of the task book, firstly i expounded the principles of the differential gear as well as introduced its categories and requirements. i paid much attention to introduce the compositions and functions of sues-06 differential gear and explain the key parameters. secondly, i used cae to emulate the movement process of sues-06 differential gear. i analyzed the typical spare parts of differential gear by means of finite element and made the conclusion at last.in this design, i have completed the calculation of parameters, the digital model of all parts through ug and virtual assembly module. the design is proved to be correct, feasible and practical by means of finite element method in analyzing the force of spare parts of differential gear.key words: differential gear, ug, solid model , finite element methodsues-06 差速器总成的设计与分析鲍鹤亭 06210320 引言汽车问世百余年来，特别是从汽车产品的大批量生产及汽车工业的大发展以来，汽车已经对世界经济大发展和人类进入现代化生活产生了无法估量的巨大影响，为人类社会的进步作出了不可磨灭的巨大贡献。如今世界各大汽车生产商在汽车研发过程中，从整车的构思到具体零部件的设计研究、试验及制造的所有领域都综合性地应用计算机技术来开展工作。使新产品在汽车市场上占有领先地位，同时也使得整个汽车市场的竞争越发激烈。近年来，汽车工业在中国机械工业各行业中，其增长速度相对比其它行业都要高得多。作为其重要部位，差速器在汽车的转向时无疑提供了一个很好的保障，使得汽车在转向过程中保证了其很好的稳定性。而差速器作为汽车上常见的结构形式，其质量水平直接决定着整车的档次，因此显得尤为重要。课题拟定内容是采用部分cad和ug知识对sues-06汽车差速器壳体进行设计，根据已知条件，设计各零件的尺寸和形状，装配总成，并对所设计的总成进行机构运动分析。1 驱动桥的总成1.1 驱动桥的概述 驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式(或称为整体式)，即驱动桥壳是一根连接左右驱动车轮的刚性空心梁，而主减速器、差速器及车轮传动装置(由左、右半轴组成)都装在它里面。当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。这种驱动桥无刚性的整体外壳，主减速器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮则与车架或车身作弹性联系，并可彼此独立地分别相对于车架或车身作上下摆动，车轮传动装置采用万向节传动。为了防止运动干涉，应采用滑动花键轴或一种允许两轴能有适量轴向移动的万向传动机构。1.2 主减速器的概述汽车主减速器是汽车驱动桥中重要的传力部件,是汽车底盘中主要的减速增扭部件。它的功用是将输入的转矩增大,转速降低,并将接受的动力传递方向改变后传给差速器。主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速器形式不同而不同。主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在现代汽车驱动桥上，主减速器采用的最广泛的是“格里森”制或“奥利康”制的螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。在双级主减速中，通常还要加一对圆柱齿轮或一组行星齿轮。在轮边减速器中则通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。1.3 差速器的简介差速器是一种结构紧凑、空间位置集中且布置复杂的装配部件。根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮，道路以及他们之间的相互关系表明：汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的。例如，转弯时外侧车轮的行驶的距离总要比内侧的长。另外，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动的路面垂向波形的不同，或由于左右车轮胎气压，轮胎负荷，胎面磨损程度的不同以及制造误差等因素引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求车轮行程不等。在左右车轮形成不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮，则会由于左右驱动车轮的转速虽相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑移或滑转。这不仅会使轮胎过早磨损，无益的消耗功率和燃料及使驱动车轮轴超载等，还会因为不能按所要求的瞬时中心转向而使操纵性变坏。此外，由于车轮与路面间尤其在转弯时有大的滑转或滑移，易使汽车在转向时失去抗侧滑能力而使稳定性变坏。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮间都装有差速器，后者保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。同样情况也发生在多桥驱动中，前，后驱动桥之间，中，后驱动桥之间等会因车轮滚动半径不同而导致驱动桥间的功率循环，从而传动系的载荷增大，损伤其零件，增加轮胎的磨损和燃料的消耗等，因此一些多桥驱动的汽车也装了轴间差速器。1.4 差速器的结构形式介绍汽车差速器的结构形式很多，用的最广泛的是对称式圆锥行星齿轮差速器。它又可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器等。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个行星齿轮的差速器采用十字轴结构），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，最广泛的用在轿车，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，但用在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。由于差速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故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。而差速器齿轮的基本参数选择又分为以下几个：行星齿轮数目的选择，行星齿轮球面半径的确定，行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择，差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定，压力角，行星齿轮安装孔直径及其深度的确定。传统差速器的种类很多。在驱动桥的设计中选择差速器的结构型式时，应当首先从所设计的汽车类型以及其使用条件出发，使所选用的那种结构型式的差速器，能够满足该型式汽车在给定使用条件下的使用性能要求。 差速器的典型结构形式如下图：差速器的结构型式防滑差速器普通对称式圆锥行星齿轮差速器自 锁 式强制差速器-差速锁变传动式差速器自由轮式高磨擦式滚柱式自由轮差速器牙嵌式自由轮差速器带有磨擦元件的圆锥齿轮差速器滑块-凸轮式带有常作用是磨擦元件的圆锥齿轮差速器图1.1 差速器的典型结构形式图1.4.1 普通锥齿轮式差速器由于普通锥齿轮式差速器结构简单、工作平稳可靠，所以广泛应用于一般使用条件的汽车驱动桥中。图1.2为其示意图，图中为差速器壳的角速度；、分别为左、右两半轴的角速度；为差速器壳接受的转矩；为差速器的内摩擦力矩；、分别为左、右两半轴对差速器的反转图1.2 普通圆锥齿轮差速器的工作原理简图根据运动分析可得 (1.1)显然，当一侧半轴不转时，另一侧半轴将以两倍的差速器壳体角速度旋转；当差速器壳体不转时，左右半轴将等速反向旋转。根据力矩平衡可得 (1.2)差速器性能常以锁紧系数是来表征，定义为差速器的内摩擦力矩与差速器壳接受的转矩之比，由下式确定结合式(1.2)可得 (1.3) 定义快慢转半轴的转矩比,则与之间有 (1.4)普通锥齿轮差速器的锁紧系数是一般为005015，两半轴转矩比=111135，这说明左、右半轴的转矩差别不大，故可以认为分配给两半轴的转矩大致相等，这样的分配比例对于在良好路面上行驶的汽车来说是合适的。但当汽车越野行驶或在泥泞、冰雪路面上行驶，一侧驱动车轮与地面的附着系数很小时，尽管另一侧车轮与地面有良好的附着，其驱动转矩也不得不随附着系数小的一侧同样地减小，无法发挥潜在牵引力，以致汽车停驶。1.4.2 摩擦片式差速器 为了增加差速器的内摩擦力矩，在半轴齿轮7与差速器壳1之间装上了摩擦片2(图1.3)。两根行星齿轮轴5互相垂直，轴的两端制成v形面4与差速器壳孔上的v形面相配，两个行星齿轮轴5的v形面是反向安装的。每个半轴齿轮背面有压盘3和主、从动摩擦片2，主、从动摩擦片2分别经花键与差速器壳1和压盘3相连。1.差速器左壳 2.半轴齿轮 3.行星齿轮 4.行星齿轮轴 5.v形斜面 6.差速器右壳 7.推力盘 8.主动摩擦片 9.从动摩擦片 10.锥形摩擦盘图1.3 摩擦片式差速器当传递转矩时，差速器壳通过斜面对行星齿轮轴产生沿行星齿轮轴线方向的轴向力，该轴向力推动行星齿轮使压盘将摩擦片压紧。当左、右半轴转速不等时，主、从动摩擦片间产生相对滑转，从而产生摩擦力矩。此摩擦力矩tr，与差速器所传递的转矩成正比，可表示为示为 (1.5)式中，为摩擦片平均摩擦半径；为差速器壳v形面中点到半轴齿轮中心线的距离；f为摩擦因数；z为摩擦面数；为v形面的半角。摩擦片式差速器的锁紧系数k可达06，可达4。这种差速器结构简单，工作平稳，可明显提高汽车通过性。1.4.3 强制锁止式差速器 当一个驱动轮处于附着系数较小的路面时，可通过液压或气动操纵，啮合接合器(即差速锁)将差速器壳与半轴锁紧在一起，使差速器不起作用，这样可充分利用地面的附着系数，对于装有强制锁止式差速器的4x2型汽车，假设一驱动轮行驶在低附着系数的路面上，另一驱动轮行驶在高附着系数的路面上，这样装有普通锥齿轮差速器的汽车所能发挥的最大牵引力为(1.6)式中，为驱动桥上的负荷。如果差速器完全锁住，则汽车所能发挥的最大牵引力为(1.7)可见，采用差速锁将普通锥齿轮差速器锁住，可使汽车的牵引力提高倍，从而提高了汽车通过性。当然，如果左、右车轮都处于低附着系数的路面，虽锁住差速器，但牵引力仍超过车轮与地面间的附着力，汽车也无法行驶。强制锁止式差速器可充分利用原差速器结构，其结构简单，操作方便。目前，许多使用范围比较广的重型货车上都装用差速锁。1.4.4 滑块凸轮式差速器图1.4为双排径向滑块凸轮式差速器。差速器的主动件是与差速器壳1连接在一起的套，套上有两排径向孔，滑块2装于孔中并可作径向滑动。滑块两端分别与差速器的从动元件内凸轮4和外凸轮3接触。内、外凸轮分别与左、右半轴用花键连接。当差速器传递动力时，主动套带动滑块并通过滑块带动内、外凸轮旋转，同时允许内、外凸轮转速不等。理论上凸轮形线应是阿基米德螺线，为加工简单起见，可用圆弧曲线代替。1.差速器壳 2.滑块 3,4 分别为凸轮套（外凸轮）与凸轮（内凸轮） 5,6 卡环图1.4 滑块-凸轮式高摩擦差速器图1.5为滑块受力图。滑块与内凸轮、外凸轮和主动套之间的作用力分别为pl、p2和p，由于接触面间的摩擦，这些力与接触点法线方向均偏斜一摩擦角户。由p1、p2和p构成的力三角形可知图1.5 计算用简图（1.8）式中，12分别为内、外凸轮形线的升角。 左、右半轴受的转矩tl和t2分别为 (1.9)中，r1、r2分别为滑块与内、外凸轮接触点的半径。 将式(2.8)代人式(2.9)可得 （1.10） （1.11）因此，凸块式差速器左、右半轴的转矩比kb为 (1.12) 滑块凸轮式差速器址一种高摩擦自锁差速器，其结构紧凑、质量小。但其结构较复杂，礼零件材料、机械加工、热处耶、化学处理等方面均有较高的技术要求。1.4.5 牙嵌式自由轮差速器牙嵌式自由轮差速器是自锁式差速器的一种。装有这种差速器的汽车在直线行驶时，主动环可将由主减速器传来的转矩按左、右轮阻力的大小分配给左、右从动环(即左、右半轴)。当一侧车轮悬空或进入泥泞、冰雪等路面时，主动环的转矩可全部或大部分分配给另一侧车轮。当转弯行驶时，外侧车轮有快转的趋势，使外侧从动环与主动环脱开，即中断对外轮的转矩传递；内侧车轮有慢转的趋势，使内侧从动环与主动环压得更紧，即主动环转矩全部传给内轮。由于该差速器在转弯时是内轮单边传动，会引起转向沉重，当拖带挂车时尤为突出。此外，由于左、右车轮的转矩时断时续，车轮传动装置受的动载荷较大，单边传动也使其受较大的载荷。牙嵌式自由轮差速器的半轴转矩比ab是可变的，最大可为无穷大。该差速器工作可靠，使用寿命长，锁紧性能稳定，制造加工也不复杂。1.4.6 托森差速器托森差速器作为一种新型的差速器机构，在四轮车驱动桥上得到日益广泛的应用。它利用蜗杆传动的不可逆性原理和齿面高摩擦条件，使差速器根据其内部差动转矩大小而自动锁死或松开，即在差速器内差动转矩较小时起差动作用，而过大时自动将差速器锁死，有效的提高了汽车的通过性。托森差速器的结构如图（1.6）所示，该差速器由差速器壳，左、右半轴蜗杆、蜗轮轴和蜗轮等组成。差速器壳与主减速器的被动齿轮相连。三对蜗轮通过蜗轮轴固定在差速器壳上，分别与左、右半轴蜗杆相啮合，每个蜗轮两端固定有直齿圆柱直齿轮。成对的蜗轮通过两端相互啮合的直齿圆柱齿轮发生联系。差速器外壳通过蜗轮轴带动蜗轮绕差速器半轴轴线转动，蜗轮再带动半轴蜗杆转动。当汽车转向时，左、右半轴蜗杆出现转速差，通过成对蜗轮两端相互啮合的直齿圆柱齿轮相对转动，使一侧半轴蜗杆转速加快，另一侧半轴蜗杆转速下降，实现差速作用。转速比差速器壳快的半轴蜗杆受到三个蜗轮给予的与转动方向相反的附加转矩，转速比差速器壳慢的半轴蜗杆受到另外三个蜗轮给予的与转动方向相同的附加转矩，从而使转速低的半轴蜗杆比转速高的半轴蜗杆得到的驱动转矩大，即当一侧驱动轮打滑时，附着力大的驱动轮比附着力小的驱动轮得到的驱动转矩大。托森差速器又称蜗轮蜗杆式差速器 ，它的锁紧系数k为3. 5，这就意味着任意一端输出的扭矩可以是另一输出端的3. 5倍。因此，可使转速低的轴比转速高的轴的驱动力大，附着力好的轴比附着力差的轴分配到的驱动力大。1.差速器壳；2.直齿轮轴；3.半轴；4.直齿轮；5.主减速器被动轮；6.蜗轮；7.蜗杆图1.6 托森轮间差速器 2 sues-06汽车差速器主要参数的设定及其计算驱动型式 42（后轮为双胎）装载质量 2000 空车质量 1880满载时前轴载荷 13400n满载时后轴载荷 27350n车轮半径 r=0.325 m最高车速 =85 km/h发动机最大功率 =51.47 kw 及转速 =38004000 r/min发动机最大转矩 =137nm及转速 =20002300 r/min主减速器传动比 =5.833传动效率 =0.9变速器传动比 （表2.1）表2.1 变速器传动比iiiiiiivr四档变速器6.093.091.711.004.952.1差速器的锁紧系数与转矩分配系数通常采用系数 （2.1）,分别表示两侧车轮的转矩，而k则表示两侧驱动车轮的转矩可能相差的最大倍数，因为它也说明了迫使差速器工作所需的转矩大小，即差速器“锁紧”的程度，故被称为差速器的锁紧系数。因为，锁紧系数k1。有的文献将差速器的锁紧系数定义为 （2.2） （2.3） （2.4）这时，k是一个小于1的数。差速器的转矩分配特性可用转矩分配系数来表示： （2.5）由于慢转的一侧的半轴齿轮上的转矩小于差速器上的转矩，故小于1。系数k以及对汽车性能有直接影响。在汽车设计中是根据汽车的类型、性能要求以及使用条件等来选择差速器的锁紧系数k的。在一般情况下从汽车的通过性要求来看，希望锁紧系数k的值越大越好；但从转向操纵的灵活性、行驶的稳定性、延长有关传动零件的使用寿命和减小轮胎磨损等方面考虑，锁紧系数k的值有不宜过大。系数k与主要决定于差速器的结构型式。普通的圆锥行星齿轮式差速器的锁紧系数k=1.11.5，转矩分配系数=0.550.6，故可近似地看成它是将转矩平均分配给左、右驱动车轮。这样的分配比例对在良好的路面上行驶的汽车来说是适当的。但当汽车越野行驶或在泥泞、冰雪路上行驶，且一侧驱动车轮车轮与地面的附着系数很小时，即使另一侧驱动车轮与路面有良好的附着性，其驱动转矩也不得不随着附着系数小的一侧同样地减小，使汽车无法发挥出附着良好驱动车轮的潜在牵引力，甚至有陷车而不能前进的危险。当驱动桥装有高摩擦差速器时，由于高摩擦差速器具有大的k值和值，能使与地面附着良好的驱动车轮比附着不良的驱动车轮有更大的驱动转矩，故通过性就会好些。有时锁紧系数过大，例如当采用差速锁装置将左、右半轴联成一体时，会使锁紧系数k增至无限大，这时，似乎全部转矩会传到一个半轴上而使其过载，但在一般情况下，其载荷不应超过该侧驱动车轮与地面的最大附着力。对高摩擦式自锁差速器来说更是如此，即它不会使半轴有明显的过载。本设计使用的是普通对称式圆锥行星齿轮，由于普通的圆锥行星齿轮式差速器的锁紧系数为1.11.5因此在这里我设定差速器锁紧系数为1.1，转矩分配系数为0.55。2.2 差速器的效率与差速器的传动效率差速器的效率是指差速器壳不转时（=0），一个半轴驱动另一个半轴时输出功率与输入功率之比，即 （2.6）由于此时两半轴的转速相等，即=，故有 （2.7）即差速器的效率为其锁紧系数的倒数。约为0.1（某些蜗轮式差速器）0.9（普通的圆锥行星齿轮差速器）。由上式可知，差速器的锁紧系数k与差速器的效率成反比。差速器的内摩擦力矩越大，其锁紧系数也就越大，将使得差速器的效率越低，则越有利于两侧驱动车轮转矩的重新分配，越有利于提高汽车的通过性。这里还应指出，差速器的效率低表明有大的内摩擦损失，但后者仅仅在左、右车轮有显著的转速差时才发生，在一般的情况下这种转速差不大，因此差速器的摩擦损失功率也不显著。当左、右驱动车轮转速相等时，差速器的摩擦损失功率为零。汽车以最小转弯半径转向时，差速器的摩擦损失功率达到最大值。差速器的传动效率是指动力经差速器壳传给左、右半轴的效率，即 （2.8）图2.1给出的是当汽车转弯的时候后驱动桥的运动学简图。图中为外侧车轮的转速；为内侧车轮的转速；b为轮距；r为后驱动桥中间一点的转弯半径；为驱动车轮或半轴与差速器的转速差。图2.1 汽车转弯时后驱动桥的运动学简图由图2.1可知： （2.9）由此得=b/2r （2.10）而=（+） （2.11）=/=（-）/ （2.12） （2.13）将它们代入式（2.8），得 整理后得到差速器的传动效率的表达式为 （2.14）由式（2.14）可知，差速器的传动效率区别于差速器的效率，后者仅与差速器的结构有关，而前者还与汽车后驱动桥中间点的转弯半径r以及轮距b有关，并随r的变化而改变。分析式（2.14）可以看出，即使差速器的效率很低，差速器的传动效率依然会得到较高的数值。这就是为什么有些高摩擦式自锁差速器的效率虽然很低，但仍然被采用的原因。由于本设计选择普通对称锥齿轮差速器，而且本次我设定的锁紧系数为1.1，所以为0.9，为0.99。2.3 差速器行星齿轮的力矩分析 差速器内摩擦主要由三部分组成，一是行星齿轮自转时与行星齿轮轴之间以及行星齿轮背球面与差速器壳之间因相对运动产生的摩擦力矩,方向与行星自转方向相反；二是行星轮支撑滑动轴承产生的摩擦力矩,方向与行星自转方向相反；三是两半轴轮背面同差速器壳之间产生的摩擦力矩 ,大小相等，其中外轮与地面对车轮的附加阻力引起的阻力矩方向相反，内轮则与附加阻力引起的阻力矩方向相同。由于差速器在工作中齿轮的转速较低，可忽略速度对摩擦力的影响。各部分摩擦力与摩擦系数的关系符合以下关系： （2.15）即满足库仑定律。式中为相对运动面正压力。输入转矩已知，行星齿轮和半轴齿轮参数已知时，,可由计算得到。设行星齿轮压力角，节锥角，安装孔直径，球面直径，背球球半径，节圆半径，半轴齿轮节锥角，锥订圆直径，支撑轴外径，节圆半径。行星齿轮上同半轴齿轮捏合齿面受力分析如图2.2所示图2.2 同半轴齿轮捏合齿面受力分析图中 -行星齿轮齿面正压力 -行星齿轮齿面正压力的径向分量 -行星齿轮正压力轴向分量 -输入转矩在行星齿轮轮齿与半轴齿轮轮齿啮合点上的等效圆周力，图中大小为 （2.16）其中t0为差速器壳传递到行星齿轮上的力矩。，之间的关系如方程组所示 （2.17）根据方程组（2.17）可知 （2.18）令 （2.19）则行星齿轮背球面上承受的正压力可以用下式简化计算 （2.20）根据经典摩擦力学理论知识，行星齿轮背球与差速器之间产生的摩擦力为： （2.21）摩擦力矩为： （2.22）将式（2.19），（2.20），（2.21）代入（2.22）得： （2.23）式（2.23）即为行星齿轮背球面产生的摩擦力力矩的计算模型。同理，行星齿轮滑动轴承产生的摩擦力为 （2.24）摩擦力矩为： （2.25）式（2.8.11）即为行星齿轮滑动轴承产生摩擦力矩的计算模型。2.4 差速器转矩计算由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性，因此要准确地计算出主减速器齿轮比较困难。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在良好路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速器从动齿轮上的转矩（，）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。由于主减速器与差速器属于刚性连接，因此所得的值也同样可以验算差速器最大应力的计算载荷。方程如下： (2.26) (2.27)发动机最大转矩，已知sues-06型载重汽车发动机最大转矩为137nm由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低挡传动比；这里等于=35.52；传动系上传动部分的传动效率，取等于0.9；对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速的汽车取等于1；n该汽车的驱动桥数目。这里n等于1；汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，n；对后桥来说还应该考虑到汽车加速度时的负荷增加量；设计sues-06型汽车空载时的质量为1880千克，前轴载荷为9230牛，后轴载荷为9570牛；允许满载时的总质量为4075千克，前轴载荷为13400牛，后轴载荷为27350牛。所以这里的取27350牛。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； 车轮的滚动半径，m；这里取0.39米；，分别为所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和减速比（例如轮边减速等）。这里取0.9，取1。将以上参数代入式（2.26）与式（2.27） 所以取小值，即4354.96 nm。以上两结果是汽车最大转矩而不是正常持续转矩，不能作为疲劳损坏的依据。汽车的类型很多，行驶工况有非常复杂，轿车一般在高速轻载条件下工作，而矿用汽车和越野汽车则在高负荷低车速低条件下工作，没有简单的公式可算出汽车的正常持续使用转矩。对于公路汽车而言，使用条件比较稳定，主减速器从动齿轮的平均计算转矩可按下式计算： （2.28） 汽车满载时的总重力，n 所牵引的挂车的满载总重力，n，仅用于牵引车的计算； 道路滚动阻力系数，对于货车取0.0150.020，本设计取=0.020； 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，货车取0.050.09，本设计取=0.05； 汽车的性能系数： 当时，取=0。 本次设计=0所以，由式（2.28）可得：由式（2.26）和式（2.27）求得的计算载荷是从动齿轮的最大转矩，不同于式（2.28）求得的平均计算载荷。当计算齿轮最大应力时，平均计算载荷取前面两种的较小值，即=min,。2.5 差速器齿轮的基本参数选择1）行星齿轮数n行星齿轮数n需根据承载情况来选择。通常情况下，轿车：n2；货车或越野车：n4。少数汽车采用3个行星齿轮。本课题中，针对sues-06型汽车为轻型载重汽车这一特性，选择的行星齿轮数n=4。2）行星齿轮球面半径圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮背面的球面半径，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上也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。球面半径可以按照如下的经验公式来确定： （2.29）为行星齿轮球面半径系数，2.522.99，对于有四个行星齿轮的轿车和公路用货车取小值，对于有两个行星齿轮的轿车及四个行星齿轮的越野车和矿用车取大值；为差速器计算转矩（nm），；通过式（2.27）与式（2.26）得知=4354.96 nm。将以上数据代入式（2.47）得=54mm。行星齿轮节锥距为 （2.30）这里选择。3) 行星齿轮和半轴齿轮齿数、为了使齿轮有较高的强度，希望取较大的模数，但尺寸会增大，于是又要求行星齿轮的齿数应取少些，但一般不少于10。半轴齿轮齿数在1425选用。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。在这里行星齿轮的齿数选择10，而半轴齿轮齿数选择16。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比等于1.6，符合以上要求。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的齿数时，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布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 （2.31）式中：、左、右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥行星齿轮差速器来说，=；n行星齿轮数目；i任意整数。由于sues-06型汽车差速器为对称式圆锥行星齿轮差速器，因此，n等于4，因此,满足上述安装条件。4) 差速器圆锥齿轮模数以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、； (2.32) （2.33）在这里已知=10、=16，将它们代入上述两式，得：=35.56，=64.44再按照下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m： （2.34）而式中已经初步确定了：=50.96 mm，=10、=16，=35.56，=64.44。将它们代入上式，得m=5.4。求出模数后，节圆直径d即可根据齿数z及模数m由下式求得： （2.35） 将m=5.4，=10、=16分别代入上式，得差速器行星齿轮节圆=54mm，半轴齿轮节圆=86.4mm。5） 压力角汽车差速器齿轮过去都采用压力角为，这时齿高系数为1，而最少齿数为13。目前大都选用2230的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减少到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向于等强度。由于这种齿行的最少齿数比压力角为的少，因此可以用比较大的模数以提高齿轮的强度。某些重型货车和矿用汽车也可以采用压力角。由于这里设定sues-06型汽车为轻型载货汽车，所以选用的差速器齿轮压力角为2230。6） 行星齿轮安装孔的直径及支承长度l行星齿轮安装孔的直径与行星齿轮轴的名义直径相同，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。通常取 （2.36） （2.37） （2.38） 式中：为差速器壳传递的转矩（nm）； n为行星齿轮数；l为行星齿轮支承面中点到锥顶的距离（mm），约为半轴齿轮齿宽中点处平均直径的一半；为支承面许用挤压应力，取69mpa；根据上述，已知：，n=4，代入式（2.38），得，。2.6 差速器齿轮的几何尺寸计算 接下来说明一些齿轮中的几何计算问题1） 齿轮齿数z：已知行星齿轮与半轴齿轮齿数分别为，。2） 模数m：已知行星齿轮与半轴齿轮齿数=5.43） 齿面宽f： （0.250.30），。行星齿轮与半轴齿轮齿面宽为12.8mm。4） 齿工作高： =1.6m，行星齿轮与半轴齿轮齿工作高为8.64mm。5） 齿全高h：6） 轴交角：。7） 周节t：。8） 齿顶高；=-。9） 齿根高：；。10） 径向间隙c：。11） 齿根角：；。12） 面锥角：；=。13） 根锥角：；。14） 外圆直径： ，得，。15） 节锥顶点至齿轮外缘的距离：；。16） 理论齿厚s：。其中，根据/以及的值查表以确定切向修正系数；。17） 齿端间隙b：根据模数为5.4查表，取高精度，得到b的范围是：0.1520.203；在这里选择。18） 弦齿厚：，推出。19） 弦齿高： ,推出，。2.7 差速器齿轮的强度计算差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，而对于疲劳寿命在不予考虑，这是因为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传动状态，行星齿轮在差速器的工作中经常只起等臂推力杆的作用。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。汽车差速器齿轮的弯曲应力（mpa）为（2.39）式中：t差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，nm；其计算式为： （2.40）按照min,与计算转矩，由上述已知它们的值分别为4354.96 nm与946.4 nm；n为行星齿轮数；已经选定n是4个；半轴齿轮齿数，=16；j为计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，取法见参考文献；这里根据差速器齿轮的齿数=10，=16查出0.226；m差速器齿轮模数，m=5.4；f差速器计算齿轮的齿面宽，根据上面计算f=12.8；超载系数，=1；尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸与热处理等有关。当端面模数1.6mm时，所以=0.68；载荷分配系数，这里取1.10；质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取=1；按照以上方式用进行计算后所得的弯曲应力不应大于210.90 mpa；按照,两种计算转矩中的较小值进行计算时，弯曲应力不应大于980 mpa；将以上数据代入式（2.39），得分别等于157.35 mpa 和724.08 mpa。因此计算符合要求。上述汽车差速器直齿锥齿轮的设计计算方法，使用与在直齿锥齿轮刨齿机上用成对刨刀滚切加工（切除非腰鼓形轮齿），或在直齿锥齿轮铣齿机上用成对原盘铣刀滚切加工（切出腰鼓形轮齿）的汽车差速器齿轮。在现代汽车大批量生产中，有时还采用生产效率更高、用弧刃圆盘拉刀加工、齿形接近于圆弧的revacycle锥齿轮。这种齿轮在齿高方向的收缩齿型属于双重收缩齿；而齿轮两侧的齿廓曲线为用同一曲率半径但不同心的弧刃圆盘拉刀回转拉削时所形成的近似圆弧。这种齿轮也具有腰鼓形轮齿，而且具有齿数少（如=511）而且无根齿、齿顶不会变尖和齿根强度比较高等优点。但刀具复杂，齿轮模数也不能过大，一般m6.35，所以仅用于大批量生产的中等模数的汽车、拖拉机差速器锥齿轮。2.8 差速器的材料选择由于汽车差速器和主减速器还有双曲面齿轮目前都用渗碳合金钢制造目前用于制造差速器锥齿轮20crmnti,22crmnmo,20crnimo,20mnvb和20mn2tib。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。此次设计汽车差速器齿轮的所用材料为20crmnti。3.ug的建模3.1 ug软件介绍ug是unigraphics solutions公司的拳头产品。该公司首次突破传统cad/cam模式，为用户提供一个全面的产品建模系统。在ug中，优越的参数化和变量化技术与传统的实体、线框和表面功能结合在一起，这一结合被实践证明是强有力的，并被大多数cad/cam软件厂商所采用。ug软件不仅具有强大的实体造型、曲面造型、虚拟装配和产生工程图等设计功能；而且，在设计过程中可进行有限元分析、机构运动分析、动力学分析和仿真模拟，提高设计的可靠性；同时，可用建立的三维模型直接生成数控代码，用于产品的加工，其后处理程序支持多种类型数控机床。另外它所提供的二次开发语言ug/open grip，ug/open api简单易学，实现功能多，便于用户开发专用cad系统。ug是当前世界上最先进和紧密集成的、面向制造行业的cadcaecam高端软件。作为一个集成的全面产品工程解决方案，ug软件家族使得用户能够数字化地创建和获取三维产品定义。ug软件被当今许多世界领先的制造商用来从事概念设计、工业设计、详细的机械设计以及工程仿真和数字化的制造等各个领域。ug是知识驱动自动化技术领域中的领先者。它实现了设计优化技术与基于产品和过程的知识工程的组合，显著地改进了汽车、航天、航空、机械、消费产品、医疗仪器和工具等工业的生产。ug为各种规模的企业带来了显而易见的价值：更快地递交产品到市场；使复杂产品的设计简化：减少产品成本和增加企业的竞争实力。它已成为世界上最优秀公司广泛使用的系统。3.2 差速器总成的建模要求和特点后桥差速器建模目的是将差速器总成数字模拟化，利用先进的cad/cae技术对机体进行仿真设计、修改、分析，有利于提高设计生产效率和成本。因此三维建模时必须严格按照二维设计图纸标注的尺寸进行，不能私自更改尺寸，使设计失去实用意义。后桥差速器建模应按照实物制造工艺为原则依据，建模思想易于理解、模型结构清晰、且尽量保证相关参数化，使模型利于修改。而非概念设计那样以效果图展示为目的的三维建模。根据所测得的尺寸数据后，就开始后桥差速器的建模工作。本次建模工作用到的是美国eds公司的unigraphics (简称ug) 软件，它是当前世界上最先进和紧密集成的、面向制造行业的cadcaecam高端软件。作为一个集成的全面产品工程解决方案，ug软件家族使得用户能够数字化地创建和获取三维产品定义。ug软件被当今许多世界领先的制造商用来从事概念设计、工业设计、详细的机械设计以及工程仿真和数字化的制造等各个领域。差速器总成由行星齿轮轴以及薄钢板、行星齿轮零件、差速器螺栓防松垫片、后桥半轴齿轮、后桥差速器壳（右）、后桥差速器壳（左）、后桥差速器行星齿轮、后桥差速器轴承盖、行星齿轮止推垫圈、轴承调整螺母、轴承调整螺母锁片组成。其中要求建模的后桥差速器零件包括后桥差速器轴承盖、后桥差速器行星齿轮、后桥差速器壳、后桥半轴齿轮和差速器螺栓放松垫片，轴承螺母垫片，轴承调整螺母等零件；要求建模的差速器装置零件包括后桥差速器壳（左），轴承调整螺母，行星齿轮轴等零件。以下部件大多有复杂的尺寸或外形，进行三维建模有一定的难度，现对其中的几个部件的建模特点进行简单阐述。3.2.1轴承调整螺母建模特点轴承调整螺母形状较为复杂，尤其是其上下表面并非是一对平行的平面，而是有很多的相似特征，其模型中滚珠较多，初步建模思想是用草图拉伸，然后做出一个滚珠的特征，通过镜像阵列的方式完成其他滚珠的建模。如图3.1所示。图3.1 轴承调整螺母建模3.