汽车差速器毕业论文设计

1、( 此文档为 word 格式，下载后您可任意编辑修改！)1 绪论1.1课题国内外研究背景汽车行业发展初期，汽车差速器作为汽车必不可少的部件之一被汽车专家誉为“小零件大功用”。当汽车转弯行驶时，内、外两侧车轮在同一时间内要移动不同的距离，外轮移动的距离比内轮大。差速器的功用就是把主减速器传过来的动力再传给左、右两个半轴，并且在转弯过程中允许左、右两个半轴以不同转速来旋转。在本世纪六七十年代，当世界经济进入一个高速增长期，但是 2008 年爆发的全球金融危机又让汽车产业在危机过程中有了发展的机遇。当前我们国家的重型汽车的差速器产品技术基本上都是来自美国、德国、日本等几个传统的工业强国，目前我国现有

2、技术几乎是在引进国外技术的基础上发展起来的，并且已经具备了一定的规模。然而目前我国的差速器没有自己的核心技术产品，创新能力仍然很弱，影响了整个汽车行业的发展。在差速器的发展上还有很长的路要走。差速器目前发展态势当前汽车基本上是在朝着经济性和动力性的方向发展，但是怎样能够使尽可能提高自己产品燃油经济性以及动力性是每个汽车厂家一直在攻克的课题。具体说来，汽车身上的每个零件都在不停地变化。差速器也是一样的。国外有些差速器生产企业的研究水平已经很高。伊顿公司汽车集团是全球化的汽车零部件制造供应商之一，在牵引力控制、安全排放控制、发动机以及变速箱等领域居全球领先地位。当前国内差速器起步算是较晚，所以目前

3、发展最主要是靠引进国外产品来满足自身的需求。当然了，我们还是要努力抓住市场机遇，在保证现有差速器生产和改进的基础上，还是要充分认识到发展与改革的关系，特别是要认识到创新对发展的巨大推动作用。我们要紧随世界潮流，才能让我们的产品向高技术含量，智能化等方向发展，才能开发出适合我国自身国情，具有自主知识产权的新型的差速器。当前国内外主要差速器典型结构类型1）导球式限滑差速器结构及工作原理导球式限滑差速器的原理其实就是利用滚球沿具有一定轨迹的导槽运动代替了齿轮传动来实现差速与限滑功能，它的具体的结构组成如图 1-1 所示图1-1导球式限滑差速器结构图1 壳体2 端盖3 滚球保持架4滚球5 传力盘6止推

4、垫片7 平垫片转矩的输入部件即滚球保持架 3 与壳体 1 连接在一起，滚球 4 是在保持架的导槽内运动且是可以将力传递给两侧的传力盘 5，传力盘即将转矩传给半轴。传力盘的表面上具有一定轨迹导槽，这个可以使滚球按照一定的轨迹来运动。 在导槽槽形设计过程中它跟滚球有一定接触角，可以用来传递对传力盘的压力。止推垫片 6 是一个壳体、端盖及传力盘之间的摩擦元件。平垫片 7 用于调整初始限滑转矩。2）普通防滑差速器作用、结构与工作原理防滑差速器也可以称之为差速锁， 即在差速器壳体与一侧半轴齿轮之间装有多片式离合器，在离合器一侧连接的是差速器壳体和半轴齿轮。如果差速器是在正常工作，即在平整的路面直线行驶或

5、者转向时， 离合器则是处在分离状态。 如果这时有一侧车轮在附着力小的路面上打滑，这时两侧车轮转速差过大，控制离合器应该适当接合在一起，差速器壳则是通过离合器驱动一侧半轴齿轮。当然如何控制好防滑差速器也有它的难点，而这正好是在于差速器内离合器的控制，很显然，在汽车正常转向时，离合器是万万不能够被接合的，如果当高速转向时离合器接合，后果会很严重，可能会翻车！3）无单边滑动摆块式差速器通过各种实验表明结，这种差速器跟常规差速器相比，具有加工成本低、结构简单在道路试验中还能够安全可靠地实现差速工作，在泥泞、湿滑，凹凸不平等不良路面上还能够有效避免车轮单侧打滑的现象，具有良好的防打滑性能！4）托森差速器

6、托森差速器是由美国格里森公司设计的一种转矩敏感型车用差速器。在本质上而言，托森差速器仍旧是利用行星轮系的差动原理设计的一种差速器，可是这种差速器充分利用蜗轮蜗杆传动副的高摩擦性和自锁性，使锁紧系数和转矩比比普通差速器都有所大幅提高。托森差速器的锁止介入没有时间上的延迟，也不会消耗总扭矩数值的大小，它没有传统锁止差速器所配备的多片式离合器，磨损非常小，可以实现了免维护。除了本身性能上的优势，托森差速器还具备其他方面的优势，比如它可以与很多常用变速器、分动器实现匹配，与车辆上ABS、TCS、ESP等电子设备共容，相辅相成的为整车安全和操控服务。但是托森差速器还有两个难以解决的问题，一是造价高，所以

7、一般托森差速器都用在高档车上；二是重量太大，装上它后对车辆的加速性是一份拖累。它作为一种主流的差速器用在汽车上时间也超过了 20 年。不过由于它的机械稳定性很出众，多年以来发展并不快， 2011 年只发展到第三代“托森 C”。新的 C 代托森差速器普遍用在了奥迪 B7 代的 RS4、S8和 Q7的“ Quattro”全时四驱系统上。 新的托森中央差速器最大的变化是前后扭矩分配比一般控制在 40:60, 前轴扭矩比重可在 15%到 65%之间变动，后轴扭矩比重可在 35%到 85%之间变动。作为最主要的四驱轿车生产商，奥迪一直在坚持使用托森差速器，除了A3 和 TT 之外，其他所有奥迪车的“ q

8、uattro”使用的都是托森中央差速器。但是托森差速器并不是只用在奥迪车上，使用托森差速器的公司越来越多，有福特、通用、丰田、马自达、路虎、大众以及雷克萨斯等公司。只是前、后、中央的使用位置不同，用的也不是同一代。总之，托森差速器是一个很精密并且很富创造力的发明，它始终都保持着纯机械的特性。在当今，各大汽车厂商都在迅速、不断推出各种电子设备装置的，但是它却能一直保持着在很多方面的领先优势，这不得不让我们对“托森差速器”以及它的设计师充满敬佩。托森差速器的结构组成 : 差速器外壳组成、主动部分由空心轴。它们是借花链固连一体。发动机输出转矩可以经空心轴传入差速器外壳。但是它的从动部分是由前后轴蜗杆

9、,驱动轴凸缘盘和差速器齿轮轴组成。而它的前轴蜗杆与差速器齿轮轴连为一体 , 可以跟前驱动桥相连；驱动轴凸缘盘与后轴蜗杆连为一体，并与后驱动桥相连。差速器未来发展近年来，我国的差速器行业已经顺利完成了有小到大的转变，在这个调整和转型的关键时刻，提高汽车车辆差速器的精度、可靠性是中国差速器行业的紧迫任务。近几年中国汽车差速器市场发展迅速，产品出口持续夸张，国家产业政策鼓励汽车差速器产业向高科技产品方向发展，这就使得汽车差速器行业的发展需求增大。差速器的种类趋于多元化，功用趋于完整化。目前汽车上最常用的差速器是对称锥齿轮式差速器，当然还有功能多样的差速器，比如：轮间差速器、防滑差速器、托森差速器等。

10、目前中国汽车最常用的差速器是对称锥齿轮式差速器，具有质量较小、结构简单等优点。众所周知，全球化汽车零部件制造供应商是伊顿公司汽车集团，在同类差速器产品中伊顿公司居领导地位。最近伊顿开发了新型的锁式差速器，它的工作原理及与其他差速器的不同之处：当一侧轮子打滑时，普通开式差速器几乎是不可能提供任何有效扭矩给车辆，而伊顿的锁式差速器则可以在发现车轮打滑后，锁定动力传递百分之百的扭矩到不打滑车轮，从而可以克服各种困难路面给车辆带来的限制。在连续弹坑、V 型沟等试验中，两辆驱车在装有伊顿锁式差速器后，它的越野性能及通过性能甚至超过了四轮驱动的车辆。因为只要驱动轮的任何一侧发生打滑空转以后，伊顿锁式差速器

11、会马上锁止动力，并把全部动力转到另一有附着力的轮上，使车辆依然能正常向前或向后行驶。1.2课题研究意义当汽车在它的行驶过程中左，右两侧车轮在同一时间内所滚过的路程一般是不等的。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，澡成两侧车轮滚过的路程不等有的时候也会由于路面波形不同所致；即使在有的时候是在平直路面上行驶，这时当轮胎负荷、轮胎气压、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素发生变化时，也会导致左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。倘若驱动桥的左、右车轮是属于刚性连接，则在行驶的过程中将不可避免地产生驱动轮在路面上滑移或者滑转。其导致的后果一方面轮胎磨损、消耗功率与燃料

12、，另一方面也是不可能按照我们所要求的绕转向瞬时中心转向，这将会必然导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，在汽车传动系统的左、右驱动轮间都会装有差速器，这样也就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，从而最终满足了汽车行驶运动学要求。图 1-1差速器结构原理图本课题最终决定选择对称式圆锥行星齿轮差速器为设计类型，对称式圆锥行星齿轮差速器属于非常普通的类型，具有结构简单、工作平稳、制造方便、质量较小、用于公路汽车上也很可靠等优点，故对称式圆锥行星齿轮差速器被广泛用于各类车辆上。所以，能够设计研究出非常好的对称式圆锥行星齿轮差速器，是一件非常有意义的事情。然而目前国内的大部分

13、差速器产品很大一部分都是通过引进而开发的类型，说实话，自主创新能力不够，并没有什么核心技术产品，还有的一些则是通过进口而来的产品。现在虽然我国已经对差速器有了比较深入系统的研究，但是并没有形成较大规模的工业化生产设计以及生产制造，所以在这条路上我们还有很长的道路要走。1.3课题主要内容从王老师那儿接到任务书开始，便在图书馆或网上进行了大量的各种中外文献查阅，从而充分了解并认识到差速器目前在国内外的研究动态，以及未来它的发展趋势。仅此而已是远远不够的，在有了初步的了解之上，又参见了汽车设计上的差速器结构介绍，以及本校南苑实验室差速器零件实物，以及在老师的建议下，最终选择普通对称式锥齿轮差速器结构

14、类型为设计方案。自己在确定了结构设计方案之后，对所设计类型差速器的各个主要零部件进行了详细的设计计算及校核。在最后确定了各个参数之后，并利用ProE 软件对差速器进行了各零部件的三维建模及装配分析。然后利用CAD 等软件绘出了各个零部件的二维零件图及装配总成图。2 差速器结构方案的选择2.1对称锥齿轮式差速器目前我国各类型汽车上大量采用的差速器是对称锥齿轮式差速器，它具有结构简单、质量较小等优点，故应用相当广泛。其中它又可以分为普通锥齿轮式差速器、强制锁止式差速器和摩擦片式差速器等。摩擦片式的差速器当然有时是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。从图中可知

15、，两根行星齿轮轴5 它们是互相垂直的，而在轴两端制成V 形面4 与差速器壳孔上的V 形面相配，这两个行星齿轮轴5 的V 形面都是反向安装的。在它们每个半轴齿轮背面有主、从动摩擦片2 和压盘3，而主、从动摩擦片2 分别经花键与差速器壳1 和压盘3 相连。图 2-1摩擦片式差速器1 差速器壳体2摩擦片3压盘4 V 形面5行星齿轮轴6 行星齿轮7 半轴齿轮在传差速器在递转矩的时候，差速器的壳是可以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，而这个轴向力可以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

16、转矩丁。成正比，可表示为示为TrT0 r f fz tan(2-1)rd式中，是 V 形面的半角； rd 是差速器壳 V 形面中点到半轴齿轮中心线的距离； z 是摩擦面数；f 是摩擦因数； r f 摩擦片平均摩擦半径。摩擦片式差速器的锁紧系数k 一般都可达 0.6 ，而 kb可达到 4。并且这种差速器结构比较简单，工作比较平稳，可以明显提高汽车通过性。2.1.2强制锁止式的差速器有的时候当一个驱动轮处于附着系数较小的路面时，也可以可通过气动或液动操纵机构使内、外接合器( 即差速锁 ) 啮合，那么这时差速器壳与半轴锁紧在一起，使差速器起不了作用，这样便可以充分利用地面的附着系数，使牵引力达到可能

17、得最大值。在装有强制锁止式差速器的4× 2型汽车，倘若一驱动轮行驶在低附着系数min 的路面上，而这时另一辆驱动轮行驶在高附着系数的路面上， 那么此时装有普通锥齿轮差速器的汽车所能够发挥的最大牵引力Ft 为G2G 2G 2 min(2-2）Ftminmin22其式中， G2为驱动桥上的负荷。倘若这时 差速器 完全锁住 ，那么汽车所 能发 挥的最大 牵引力 Ft ' 应为Ft 'G2G2minG2 ( min)（2-3 ）222由此便可以得知，如果使用差速锁将普通锥齿轮差速器锁住，就可以使汽车的牵引力提高min / 2 min 倍，这样也就提高了汽车的通过性。倘若左、右

18、车轮同时都是处于低附着系数的路面，即使是锁住差速器，但是由于这时的牵引力任然超过车轮与地面间的附着力，那么汽车同样也无法行驶正常行驶。普通锥齿轮式的差速器由于普通锥齿轮式差速器工作平稳可靠结、构简单，所以它被广泛应用于一般使用条件之下的汽车驱动桥中。 如图 2-2 中1 、 2 分别是左、右两半轴的角速度；0 是差速器壳的角速度；Tr 是差速器的内摩擦力矩；而T0 是差速器壳接受的转矩；最后T1 、 T2 分别是左、右两半轴对差速器的反转矩。图 2-2普通锥齿轮式差速器示意图根据运动分析便可得知1+ 220（2-4）这很显然，如果有一侧半轴不转动，那么另一侧半轴将以两倍的差速器壳体角速度旋转；

19、如果差速器壳体不转，那么左右半轴将等速反向旋转。从而根据已知的力矩平衡便可得知T1 T2T 0T2-T1T r（2-5 ）查阅资料可知差速器性能往往是以锁紧系数k 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kTr（2-6）T0结合前面的 (2-2) 式可得知T10.5T0 (1- k)T20.5T0 (1k)(2-7)定义半轴转矩比为T2kkbT1, 那么 kb 与之间可以有kb1k；kk b11k1(2-8)kb查阅资料得知普通锥齿轮差速器的锁紧系数k 一般为 0 05015，然而两半轴转矩比 kb =1 11135，这就充分说明左、右半轴的转矩差别不大，故可以认

20、为分配给两半轴的转矩大致是相等的，我们可以知道这样的分配比例对于在比较平整的路面上行驶的汽车来说是比较合适的。当然了但当汽车越野行驶或在泥泞、冰雪等比较差的路面上行驶的时候，当汽车一侧驱动车轮与地面的附着系数很小的时候，尽管另一侧车轮与地面有良好的附着，它的驱动转矩也必然是随附着系数小的一侧同样地减小，从而就不能发挥潜在牵引力，从而会导致汽车停驶。2.2滑块凸轮式差速器图 2-3 为双排径向滑块凸轮式差速器。图2-3双排径向滑块凸轮式差速器1 差速器壳2 滑块3 外凸轮4 内凸轮套是差速器的主动件与差速器壳1 连接在一起，并且套上有两排径向孔，滑块2 装于孔中并可作径向滑动。滑块两端分别与差速

21、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。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，在零件材料、机械加工、热处耶、化学处理等方面均有较高的技术要求。2.3蜗轮式差速器蜗轮式差速器它也是一种高摩擦自锁差速器。蜗杆 2、4同时与行星蜗轮3与半轴蜗轮1、5啮合，从而组成一行星齿轮系统。这种差速器半轴的转矩比为kbtan()tan(（ 2-9）)式中，为蜗杆螺旋角；为摩擦角。图

22、 2-4涡轮式差速器1、 5半轴涡轮2、 4 蜗杆3 行星齿轮查阅资料可知， 蜗轮式差速器的半轴转矩比kb 可高达 567 900，锁紧系数是达0708。但是在如此高内摩擦情况下，对差速器有不良的影响，比如差速器磨损一般比较快、寿命也比较短。如果把kb 降到 2 65 3 00， k 降到 0 45 0 50 时，那么这是就可以提高这种差速器的使用年限。但是这种差速器结构相当复杂，制造精度又要求高，应用不广。2.4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其中一种。当装有这种差速器的汽车在直线路面上行驶时，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

23、、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。图 2-5牙嵌式自由轮差速器但是牙嵌式自由轮差速器的半轴转矩比kb 是可以随意变的，灵活性比较大，最大可为无穷大。这种差速器有很多优点，工作可靠，使用寿命长，锁紧性能稳定，

24、制造加工也不复杂。2.5结构方案的确定通过比较以上几种差速器，普通锥齿轮式差速器它的结构简单、工作平稳可靠、质量较小，应用广泛，它用于一般使用条件的各种类型的汽车驱动桥中。所以，最终本课题选用普通锥齿轮式差速器，确定的结构方案最终为：对称式圆锥行星齿轮差速器。对称式圆锥行星齿轮差速器能把扭矩大致平均的分配给半轴，并允许车轮有相对转动。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，行星齿轮轴等组成。如图2-6 所示。图 2-6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-半轴

25、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 详细设计3.1差速器设计计算与校核确定差速器齿轮参数确定行星齿轮数目n从主减速器传来的扭矩要通过差速器分配给车轮。为此，行星齿轮数n 需要根据承载情况来选择，在承载不大的情况下n 可取两个，反之应取n=4。货车和越野车多采用4 个行星齿轮，多于4 个行星齿轮的在安装上会有困难。轿车常用两个行星齿轮。采用行星齿轮数目多了，每个行星齿轮上的力就可以减小了。在此，题目设计TY1250 型载货汽车差速器，所以取行星齿轮数n=4。确定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的背面的球面半径Rb ，它就

26、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与承载能力。球面半径 Rb 可按如下的经验公式确定：RbK b3Td（ 3-1）式中：K b行星齿轮球面半径系数，可取得范围2.5 3.0，对于有4 个行星齿轮的乘用车和商用车取小值，在这里可以取K b =2.5 。Td 计算转矩，取 Tdm i nT c ,eT c s， Tce 是按发动机最大转矩和最低档传动比从动锥齿轮的计算转矩； Tcs 是按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩。单位取 N·m。Rb 为球面的半径。计算转矩 计算 Tce ：kdTemax ki1i f i0（3

27、-2)Tcen式中： K b 是猛接离合器产生的动载系数，液力自动变速器：K b =1，具有手动操纵的机械变速器的高性能赛车: K b =3, 性能系数 fi=0的汽车：这里取 K b =1。Te max 是发动机最大转矩，一般根据汽车最大总质量与最高车速等参考同类型 车 ， 选 取 发 动 机 型 号 为 ： 康 明 斯 c 2 6 020，额定功率转速：191kw2200rmin,最大转矩转速： 1025n.m1400rmin。k 是液力变矩器变矩系数，取 k =1。i0 是 主 减 速 器 传 动 比 ， i 00.377nr ， 其 中 n为发动机额定转速，Vmaxi gn= 2 2

28、0 0 r mi n ； r 是 轮 胎 半 径 ， 由 轮 胎 规 格 1 2 . 0 0 R2 0 ， 查 阅GBT2977-1997载重轮胎系列可知 r=526mm； Vmax 为最高车速，由题目知 Vmax=80km.m； i0=5.728 ； t为传动效率，取T =0.95x0.96=0.912 ；f 取 0.02 。代入各个数据得 i1 6.89 。i f 是分 动 器传 动比 ，由 于 此车 为单 驱 动 轴 ， 无需 设 计 分 动器 ，所 以 取i f =1。 是从发动机到万向传动轴之间的传动效率，取=0.9 。n 是驱动桥数， n =1。代入以上各个参数值，得Tce=364

29、07N.m。 Tcs 的计算：TcsG2 m2r（3-3)im m式中：G2 满载状态下一个驱动桥上的静载荷，参见汽车设计（1） P21，表 1-6，有满载后轴载重 65%-70%，所以可取G2 =180000× 65%=117000N。m2 汽车最大加速度时的后轴负荷系数，商用车: m2 =1.1 1.2, 乘用车：m2 =1.2 1.4 ，这里取 m2 =1.1 。 轮胎与路面间的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，在良好的混凝土或者沥青路上，可取 0.85 。r 轮胎滚动半径，r =0.526m。im 主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，及轮边减速器传动比，为4 。m 主减

30、速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，取0.85 。代入以上各个参数，可得Tcs =19464n· m。由的结果，比较Tce 与 Tcs 得 Tdmin Tce ,Tcs=Tcs =19464n·m。再将各参数代入公式RbK b3 Td，得Rb =67.25mm。差速器行星齿轮球面半径确定后，可以根据下式预选节锥距A0 。A0 =(0.980.99) Rb =66mm（3-4）确定行星齿轮与半轴齿轮齿数Z1 、 Z 2为了取最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14 25。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比z1 z2

31、 在 1.5 2.0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z2L ， z2R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：z2 Lz2RI（3-5 ）n式 中 ： z2 L ， z2 R 左 右 半 轴 齿 轮 的 齿 数 ， 对 于 对 称 式 圆 锥 齿 轮 差 速 器 来 说 ，z2 L = z2R 。n 行星齿轮数目，n =4。I 任意整数。在此取 z1 =12， z2 =20 满足

32、以上要求。确定行星齿轮与半轴齿轮节锥角节锥角1 ，2 ，模数 m首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角1 ，21z112=26.56°=27°a r c t a n=arctan24z2z22a r c t a n =arctan24 =63.43 °=63°z112并且满足1 +2 =90°。再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数mm=2 A0si n 1 = 2A0si n 2 = 266sin 27 =4.99z1z212经查阅文献机械零件设计手册 ，取 m=5。从而可以算出行星齿轮与半轴齿轮的大端分度圆直径，即 d1mz15 12 =6

33、0mm， d 2mz2524120 mm。确定压力角查阅资料可知，在目前，汽车差速器的齿轮广泛采用的是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。在此选压力角22.5 °。确定行星齿轮轴直径d 及支承长度行星齿轮轴直径d（mm）为T0103d(3-6)1.1c nrd式中： T 0 差速器传递的转矩， N· m；在此 T 0 =19464

34、N·m。n 行星齿轮的数目；在此为4。rd 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，约为半轴齿轮齿宽中点处平均直径'd 2 的一半，即 rd = d '2，而 d 2' 0.8 d 2 =0.8 × 120=96，则 rd = d '2=962=48mm。22c 支承面的许用挤压应力，在此取 98 MPa。代入各个参数可得， d30mm。行星齿轮在轴上的支承长度L=1.1d=33mm。进行差速器齿轮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，它不像主减速器那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯时或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转

35、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的计算。齿轮弯曲应力w （MPa）为w 2Tckskm 103 kv mb2 d2 Jn(3-7)式 中 ： Tc 差 速 器 一 个 行 星 齿 轮 传 给 一 个 半 轴 齿 轮 的 转 矩 ， 其 计 算 式T 00.60.6194642920 n·m。Tcn4n 差速器的行星齿轮数，n=4。ks 尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理等因数有关，当1.6时， Ks4m ，在此 Ks45 0.66 。25.425 .4km 齿面 载 荷 分配 系 数 ， 跨置 式结 构： km 1. 0

36、0 1. 1 ； 悬臂 式结 构 ：km =1.00 1.25 ，在此取 km =1.1 。kv 质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，kv =1.0 。m 齿轮模数， m=5。b2 、 d2 分 别为半轴齿轮齿宽及其大端 分度 圆直径， b2 =（ 0. 25 0. 30 ）× A0 =19.8 ，取 20mm， d2 =120mm。J 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，参考驱动桥P131，图 3-8 ，即下图，可以取 J=0.224 。图 3-8弯曲计算用综合系数代入以上各个参数，可以得229200.661.1103394.33MPa<980MPaw520

37、1200.2241.04所以差速器齿轮满足弯曲强度要求。汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表根据以上计算过程将直齿锥齿轮的各个参数整理计算如表3-1表序号项目计算公式5工作齿高h 1.6m行星齿轮齿g1z1 10，应尽量取最小值数6h 1.788m 0.051全齿高3-1计算结果hg =8mmz1 =12h9 mm7半轴齿轮齿压力角2数8轴交角3模数z2Lz2 =1425，且满足=90°mz2 RIn22z.5 °2 =24=90°m =5mmd1604齿面宽9 节圆直径10 节锥角11 节锥距b=(0.25 d01.30)Amz1 0 ;b 10md2mz21

38、 arctan z1 z22901d 1d 2A02sin 22sin 1mm20mmd 2120 mm1 =27°2 =63°A0 =66mm12周节t =3.1416 mt =15.708mm13齿顶高ha 2 0.430.372 mha1 =5.39mmz2ha1 hg ha2 ;z1ha2 =2.61mmhf 1 =1.788 m - ha1hf 1 =3.55mm14 齿根高hf 2 =1.788 m - ha2hf 2 =6.33mm15径向间隙c =h - hg =0.188 m +0.051c =0.991mmarctan hf 11 =3.08 °

39、;1=A16齿根角0h2=5.48 °2arctanf 2A0o112o1 =32.48 °17面锥角o 221o 2=66.08 °R111R1 =23.92 °18根锥角R222R2=57.52 °19d 01d12ha1cos1d 01 =69.6mm外圆直径d 02 =122.4mmd 02d 22ha2 cos2确定差速器齿轮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

40、速器齿轮工艺已被广泛应用。在这里，选用差速器齿轮材料为20CrMnTi。差速器齿轮如下图。图 3-9行星齿轮图 3-10半轴齿轮3.2半轴设计计算与校核确定半轴结构形式从差速器传出来的扭矩经过半轴（或在经过轮边减速器） 、轮毂最后传给车轮，所以半轴是传动系中传递扭矩的一个重要零件。半轴由于受力情况不同，它有半浮式、 34 浮式和全浮式三种形式。半轴传递扭矩是它的首要任务。但由于轮毂的安装结构不同，非全浮式半轴除受到扭矩之外，还要受到车轮上的作用力诸如 : 车轮上的垂直力、侧向力以及牵引力或制动力所形成的纵向力。半浮式半轴的结构特点是， 半轴外端的支承位于半轴套管外端的内孔中， 车轮装在半轴上。

41、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作用力所引起的全部力和力矩。半浮式半轴结构简单，所受载荷大，只用于乘用车和总质量较小的商用车上。全浮式半轴的结构特点是，半轴外端的凸缘用螺钉与轮毂相连，而轮毂又借用两个圆锥滚子轴承支撑在驱动桥壳的半轴套管上。理论上来说，半轴只承受转矩，作用于驱动轮上的其他反力和弯矩全部又桥壳来承受，但由于桥壳变形、轮毂与差速器半轴齿轮不同心、半轴法兰平面相对其轴线不垂直等因素，会引起半轴的弯曲变形，由此引起的弯曲应力一般为5 到 70MPa。全浮式半轴主要用于总质量大的商用车上。根据以上部分并结合题目要求，选择半轴形式为：带有凸缘的全浮式半轴。进行半轴详细计

42、算与校核计算全浮式半轴与载荷其计算载荷可按车轮附着力矩 M计算，即按下式计算M1 m2G2 r(3-8）2式中： G2 驱动桥的最大静载荷，G2 =117000N。r 车轮半径， r =0.526m。m2 负荷转移系数， m2 =1.1 。 附着系数，取 0.8 。则代入以上各个参数，可得M =27078N· m。计算全浮式半轴杆部直径全浮式半轴的杆部直径d 计算公式如下3(3-9)d k M式中： M 半轴计算转矩， M=27078N· m。k 直径系数， k =0.205 0.218 ，这里取 k =0.210 。代入以上各个参数，可得d56mm。确定半轴扭转切应力16

43、Md 3(3-10)式中： M 为半轴计算转矩， M =27078N·m；d 为半轴杆部直径， d=56mm；取 3.14 ，代入公式可得=639MPa。而半轴扭转切应力宜为 500700MPa，639MPa在此范围之内，所以满足强度要求。确定半轴扭转角Ml180(3-11)GI P式中： M 半轴承受的最大扭矩， M =27078N· m。l 半轴的长度， l =900mm。G 的材料的剪切弹性模量，半轴材料选40Cr，上网查得其弹性模量为 177GPa。I P 半轴断面的极惯性矩，I Pd4。32代入各个参数，可得=6.20 o，而转角宜在 6o 15o之间。进行半轴花

44、键强度校核根据半轴杆部直径选取花键型号为：Z-D×d×b（16-65 × 56×5），参考机械零件设计手册，上册， P265 。半轴在承受最大扭矩时其花键的剪切应力与挤压应力的计算可按如下两个公式计算 :M103(3-12)DBdA ZLPb4M103（3-13）DBd ADBd A ZLP42式中：LP 花键工作长度，LP =80mm。载荷分布的不均匀系数，取0.75 。Z 花键齿数，在此Z =16。b 花键齿宽， b =5mm。d A 相配的花键孔内径，dA =56mm。M 半轴承受的最大转矩，M =27078N· m。DB 半轴花键 ( 轴) 外径， DB =65mm。把各个参数带入其中，可得=70.5MPa，=184MPa。根据参数的要求当传递的转矩最大的时候，半轴花键的切向应力是不应超过72 MPa，而它的挤压应力不应超过196 MPa，通过计算以上结果均满足要求。半轴如下图。图 3-11 半轴进行半轴结构设计与确定材料选