汽车主减速器及差速器毕业设计说明书

毕业设计(论文)题目名称：院系名称：班级：学号：学生姓名：指导教师：2010年06月前言汽车自上个世纪末诞生以来，已经走过了风风雨雨的一百多年。从卡尔.本茨造出的第一辆三轮汽车以每小时18公里的速度，跑到现在，竟然诞生了从速度为零到加速到100公里/小时只需要三秒钟多一点的超级跑车。这一百年，汽车开展的速度是如此惊人！同时，汽车工业也造就了多位巨人，他们一手创立了通用、福特、丰田、本田这样一些在各国经济中举足轻重的著名公司。让我们一起来回望这段历史，品味其中的辛酸与喜悦，体会汽车给我们带来的种种欢乐与梦想……在我国随着长春第一生产汽车厂的建成投产。1955年生产了61辆汽车，才结束了我国一直不能生产汽车的历史。经过几十年的努力，目前我国建立了自己的汽车工业。全国汽车由建国时的5万辆上升到现在的上千万辆。改革开放以来，我国引进了许多国家汽车的先进技术，使得我国汽车工业的产量和质量都得到了巨大的开展和提高。但是由于我国是开展中国家，与兴旺国家相比，我国汽车工业无论是产量还是质量都有相当大的差距。要使我国实现四个现代化，我国汽车工业必须坚持不懈地有更大的开展。基于以上事实，我选择了“轻型载货汽车减速器和差速器设计”这一课题。在本次设计中得到了史建茹老师的精心指导才使得我得以按时完成任务。在此向史建茹老师表示感谢。摘要汽车主减速器及差速器是汽车传动中的最重要的部件之一。它能够将万向传动装置产来的发动机转矩传给驱动车轮，以实现降速增扭。本次设计的是有关轻型载货汽车的主减速器和差速器总成。并要使其具有通过性。本次设计的内容包括有：方案选择，结构的优化与改良。齿轮与齿轮轴的设计与校核，以及轴承的选用与校核。并且在设计过程中，描述了主减速器的组成和差速器的差速原理和差速过程。方案确定主要依据原始设计参数，比照同类型的减速器及差速器，确定此轮的传动比，并对其中重要的齿轮进行齿面接触和齿轮弯曲疲劳强度的校核。而对轴的设计过程中着重齿轮的布置，并对其受最大载荷的危险截面进行强度校核，轴承的选用力求结构简单且满足要求。主减速器及差速器对提高汽车行驶平稳性和其通过性有着独特的作用，是汽车设计的重点之一。关键词：主减速器，差速器，转速，行星齿轮，传动比ABSTRACTAutomobilreductionfinaldriveanddifferentialisoneofthebestimpossiblepartsinautomobilegearing.Itcanchangspeedanddrivingtuistwithinabigscope.Theproblemofthisdesignislight-dutytrackdifferentialunit,it’sproperlyincommonuse.Thedesignofscheme,thebetterdesignandimprovementofstructure,thedesignandcalibrationofgearandgearshiftes,andtheselectofbearings,andalsothedesignexplaintheconstructionofdifferentialaction.Thetingoftheschemedesiermentmaindeside.Thedriveratioofgear,accordingtoorginaldesignparameterandconstrastingthesametypereductionfinaldriveangdifferentialassay.Itrealizeplanetgearinthedesignofstructure.Itputtousealterationbettergearstransmissioninthedesignofgear,andcomparetherootcontacttiredstrengthofsomeimportantgearsandthefacetwirltiredstrength.Iteraphaizepayattentiontotheplaceofgears.Comparethestrengthofthebiggestloaddangraessection.Itrequirestructuresimpleandaccordwithdemandinselectofbearings.Keywords:reductionfinal,differential,rotationalspeed,plantetgear,driveratio目录TOC\o"1-3"\h\u64351引言 3142722整体方案设计 5236583主减速器及差速器的设计 778343.1主减速器 7292953.1.1主减速器的减速形式 7263513.1.2主减速器的齿轮类型 7153353.1.3主减速器主、从动锥齿轮的支承型式及安置方法 8241393.1.4主减速齿轮计算载荷确实定 8105363.1.5主减速器齿轮根本参数的选择 10124533.2.1对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 21100843.2.2对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 2228634花键的设计及轴承的选用 24308894.1花键选择 24212144.2轴承的选用 25217015主动锥齿轮轴的设计 25297405.1材料的选用 25252295.2轴的结构设计 26158345.2.1轴上零件的定位 26215245.2.2结构的选择 2717176主要零件的校核7277543982714886.1轴的校核 2778646.2从动齿轮的弯曲强度校核： 29163276.3主减速器双曲面齿轮的强度计算 30199616.3.1轮齿的弯曲强度计算 31289786.3.2轮齿的接触强度计算 32307906.4主减速器锥齿轮轴承的载荷计算 33169616.4.1锥齿轮齿面上的作用力 33292756.4.2锥齿轮轴承的载荷 3429916经济技术性分析 3615896结论 375275致谢 3819747参考文献 391引言驱动桥处于动力传动系的末端，其根本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理的分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直立、纵向力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和汽车的主减速器和差速器是汽车传动系是汽车传动戏中的重要部件之一，它能够将传动装置的扭矩传给驱动车轮，事先降速以增大扭矩。本次设计的是轻型载货汽车的主减速器和差速器总成。并要使其有一定的通过性。本次设计的内容包括有：方案选择，结构的优化设计与改良，齿轮与齿轮州的设计与校核，而且在设计过程中，描绘了主减速器与差速器的组成以及差速器的原理和差速过程。方案确实定主要依据的是原始设计数据，比照同类型的减速器及差速器，确定齿轮的传动比；结构设计中采用行星齿轮和移位锥齿轮传动，并对其中的重要齿轮进行齿面接触和疲劳强度的校核；而轴的设计中着重与齿轮的布置。并对其中最大载荷的危险截面进行了强度的校核。轴承的选用力求结构简单且满足要求。对于差速器的半轴齿轮和行星齿轮那么是参考同类型的齿轮的结构参数进行选择了！在本设计中对于这两个齿轮的选择的计算公式就不进行逐个计算了！本设计根据东风EQ1060F车型进行设计的。驱动桥是汽车最重要的系统之一，是为汽车传输和分配动力所设计的。通过本课题设计，使我们对所学过的根底理论和专业知识进行一次全面的，系统的回忆和总结，提高我们独立思考能力和团结协作的工作作风。为减小驱动轮的外廓尺寸,目前主减速器中根本不用直齿圆锥齿轮。实践和理论分析证明，螺旋锥齿轮不发生根切的最小齿数比直齿齿轮的最小齿数少。显然采用螺旋锥齿轮在同样传动比下，主减速器的结构就比拟紧凑。此外，它还具有运转平稳、噪声较小等优点。因而在汽车上曾获得广泛的应用。近年来，双曲面齿轮在广泛应用到轿车的根底上，愈来愈多的在轻、中型、重型货车上得到采用。在现代汽车开展中，对主减速器的要求除了扭矩传输能力、机械效率和重量指标外，它的噪声性能已成为关键性的指标。噪声源主要来自主、被动齿轮。噪声的强弱根本上取决于齿轮的加工方法。区别于常规的加工方法，采用磨齿工艺，采用适当的磨削方法可以消除在热处理中产生的变形。因此，与常规加工方法相比，磨齿工艺可获得很高的精度和很好的重复性。汽车在行驶过程中的使用条件是千变万化的。为了扩大汽车对这些不同使用条件的适应范围，在某些中型车辆上有时将主减速器做成双速的，它既可以得到大的主减速比又可得到所谓多档高速，以提高汽车在不同使用条件下的动力性和燃料经济性。2整体方案设计主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。驱动桥设计应当满足如下根本要求：a)所选择的主减速比应能保证汽车具有最正确的动力性和燃料经济性。b)外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。c)齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。d)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。e)在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。f)与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。g)结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。为了提高装载量和通过性，有些重型汽车及全部中型以上的越野汽车都是采用多桥驱动，常采用的有4×4、6×6、8×8等驱动型式。在多桥驱动的情况下，动力经分动器传给各驱动桥的方式有两种。相应这两种动力传递方式，多桥驱动汽车各驱动桥的布置型式分为非贯穿式与贯穿式。前者为了把动力经分动器传给各驱动桥，需分别由分动器经各驱动桥自己专用的传动轴传递动力，这样不仅使传动轴的数量增多，且造成各驱动桥的零件特别是桥壳、半轴等主要零件不能通用。而对8×8汽车来说，这种非贯穿式驱动桥就更不适宜，也难于布置了。为了解决上述问题，现代多桥驱动汽车都是采用贯穿式驱动桥的布置型式。在贯穿式驱动桥的布置中，各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内，并且各驱动桥不是分别用自己的传动轴与分动器直接联接，而是位于分动器前面的或后面的各相邻两桥的传动轴，是串联布置的。汽车前后两端的驱动桥的动力，是经分动器并贯穿中间桥而传递的。其优点是，不仅减少了传动轴的数量，而且提高了各驱动桥零件的相互通用性，并且简化了结构、减小了体积和质量。这对于汽车的设计(如汽车的变型)、制造和维修，都带来方便。由于非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，查阅资料，参照国内相关货车的设计,最后本课题选用非断开式驱动桥。其结构如图2-1所示：1－半轴2－圆锥滚子轴承3－支承螺栓4－主减速器从动锥齿轮5－油封6－主减速器主动锥齿轮7－弹簧座8－垫圈9－轮毂10－调整螺母图2-1驱动桥主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在此选用准双曲面齿轮传动，双曲面齿轮与弧齿锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮齿轮传动具有更大的传动比。此外由于偏移距地存在，使得双曲面齿轮比相应的弧齿锥齿轮的尺寸要小，从而可以获得更大的离地间隙。还有就是双曲面传动的主动锥齿轮的螺旋角较大，同时啮合的齿数较多，重合度更大，即可提高传动的平稳性。作为一个3吨级的驱动桥，传动的转矩较大，所以主动锥齿轮采用骑马式支承。装于轮齿大端一侧轴颈上的轴承，多采用两个可以预紧以增加支承刚度的圆锥滚子轴承，其中位于驱动桥前部的通常称为主动锥齿轮前轴承，其后部紧靠齿轮反面的那个齿轮称为主动锥齿轮后轴承；当采用骑马式支承时，装于齿轮小端一侧轴颈上的轴承一般称为导向轴承。导向轴承都采用圆柱滚子式，并且内外圈可以别离〔有时不带内圈〕，以利于拆装。汽车主减速器有单级式、双级式、等几种。由于单级式主减速器结构简单、造价低。这次设计的为轻型的载货汽车。故这次设计的为单级的主减速器。差速器的种类有很多种，但是从经济性、造价以及结构的复杂程度最终我们选择的是普通锥齿轮式的差速器。3主减速器及差速器的设计3.1主减速器3.1.1主减速器的减速形式单级主减速器：由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造本钱低廉的优点，广泛用在主减速比i0<7.6的各种中、小型汽车上。根据东风EQ1060F车的载荷小，主传动比〈7.6的特点，采用单级主减速器优势突出。3.1.2主减速器的齿轮类型在现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。双曲面齿轮其主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角也都是采用90º。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称为上偏置或下偏置。这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。当偏移距大到一定程度时，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凄的支承。这对于增强支承刚度、保证轮齿正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。双曲面齿轮的偏移距使得其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。因此，双曲面传动齿轮副的法向模数或法向周节虽相等，但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的。这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度。其增大的程度与偏移距的大小有关。另外，由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径为大，从而使齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比拟，负荷可提高至175％。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，那么不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有利于大传动比传动。当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，那么双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这对于主减速比i0≥4.5的传动有其优越性。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大，这时选用螺旋锥齿轮更合理，因为后者具有较大的差速器可利用空间。由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传开工作得更加平稳、无噪声，强度也高。双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。东风EQ1060F车的传动比是4.875，且对离地间隙有较高的要求，鉴于上述双曲面齿轮具有的特点，选择双曲面齿轮的主减速器。这种主减速器由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，零件结构如图2.2所示．1—螺母;2—后桥凸缘;3—油封;4—前轴承;5—主动锥齿轮调整垫片;6—隔套;7—垫片;8—位置调整垫片;9—后轴承;10—主动锥齿轮图3.1主动锥齿轮及调整装置零件图3.1.3主减速器主、从动锥齿轮的支承型式及安置方法在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。作为一个3吨级的驱动桥，传动的转矩较大，所以主动锥齿轮采用骑马式支承。装于轮齿大端一侧轴颈上的轴承，多采用两个可以预紧以增加支承刚度的圆锥滚子轴承，其中位于驱动桥前部的通常称为主动锥齿轮前轴承，其后部紧靠齿轮反面的那个齿轮称为主动锥齿轮后轴承；当采用骑马式支承时，装于齿轮小端一侧轴颈上的轴承一般称为导向轴承。导向轴承都采用圆柱滚子式，并且内外圈可以别离〔有时不带内圈〕，以利于拆装。3.1.4主减速齿轮计算载荷确实定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：=6879.6N·m=10939.5N·m式中：Temax——发动机量大转矩，N·m；245N·mi1——变速器最低档传动比i1=4.71i0——主减速比i0=4.875——上述传动局部的效率，取=0.9——负荷转移系数1.3Kd——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ｎ为1G2——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；60000N——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1rr——车轮的滚动半径，m；203.2m，——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减速比(例如轮边减速器等)。该车无轮边减速器，故=97%，=1;故Tc=6879.6N·m〔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(N·m)为：=8000.7N·m式中：Ga——汽车满载总重，N；60000NGT——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fR＝0.010～0.015；载货汽车取0.015～0.020；越野汽车取0.020～0.035；该车取0.010fH——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0.05～0.09；长途公共汽车取0.06～0.10，越野汽车取0.09～0.30。该车取0.08;3.1.5主减速器齿轮根本参数的选择〔1〕齿数的选择对于单级主减速器，当i0较大时，那么应尽量使主动齿轮的齿数取值小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。当i0≥6时，z1的最小值可取为5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，Z1最好大于5。当i0较小(如i0=3.5～5)时，引可取为7～12，但这时常常会因主、从动齿轮齿数太多、尺寸太大而不能保证所要求的桥下离地间隙。为了磨合均匀，主、从动齿轮的齿数z1，z2之间应防止有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不少于40，对于轿车应不少于50。本车的主减速比为4.875，主减速比拟小，参考文献[5]表3-10、3-13后选用Z1=8，Z2=39；〔2〕节圆直径的选择可根据文献[1]推荐的从动锥齿轮的计算转矩中取较小值按经验公式选出：=278mm式中：d2——从动锥齿轮的节圆直径，mm；Kd2——直径系数，Kd2=13.0～15.3；Tc——计算转矩，N·m;8000N·m〔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4.68，并用下式校核：式中：Tc——计算转矩，N·m；8000.7N·mKm——模数系数，取Km=0.3-0.4。1小齿轮齿数Z182大齿轮齿数Z2393笫一项计算值Z1/Z20.2051284大齿轮齿面宽B425小齿轮轴线偏移距E356大齿轮分度圆直径d2304.997刀盘名义半径rd304.88小齿轮螺旋角的预选值45度9正切值Tg110初选大轮分锥交余切值0.246211的正弦值0.921012大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径117.8913大、小轮螺旋角的正弦值=0.288314的余弦值0.957515初定小轮扩大系数1.45816小轮中点分度圆半径换算值7317小齿轮在齿而宽中点处的分度圆半径30.1218轮齿收缩系数TR；当Z1〈12时，TR=0.02〔1〕+1.06；当Z112时，TR=1.30或者1.2219近似计算公法线kk在大轮轴线上的投影508.9620大轮轴线在小轮回转平面内偏置角正切第一次计算值0.0687721角余弦值0.997622正弦值0.0689423大轮轴线在小轮回转平面内偏置角3.934°24初算大轮回转平面内偏置角正弦0.279325角正切0.2909826初算小轮分锥角正切0.237027角余弦0.973028第一次校正螺旋角差值如的正弦0.287129角余弦0.957930第一次校正螺旋角正切1.002831扩大系数的修正量-0.000803932大轮扩大系数的修正量的换算值-0.000164933校正后大轮偏置角的正弦值=-0.279334正切0.290935校正后小轮偏置角的正弦值0.2370136小齿轮节锥角13.33°37角的余弦0.973038第二次校正螺旋角差值的正弦0.28713916.6840的余弦0.957941第二次校正螺旋角差值的正弦142小齿轮中点螺旋角，应与〔8〕项的预选值非常接近45°43的余弦0.707144确定大轮螺旋角28.32°45的余弦0.880346的正切0.538947大轮分锥角的余切0.246248大齿轮节锥角76.17°49的正弦0.971050的余弦0.239151C30.935852Bc493.057353两背锥之和523.993154大轮锥距在螺旋线中点切线方向上投影106.87855小轮锥距在螺旋线中点切线方向上投影92.294456极限齿形角正切负值0.0662157极限齿形角负值3.788°58的余弦0.0997859BG00.00021460BG10.0000723761BG29864.240962BG30.0014784363BG40.003690864BG5124.932365齿线曲率半径125.207766比拟值1.2172670.04905；0.74968；〔35〕69左16.727070R圆心至轴线交叉点的距离30.038771大齿轮节锥顶点至小齿轮轴线的距离；“+”表示节锥顶点越过了小齿轮的轴线，“-”边式节锥顶点在大齿轮轮体和小齿轮轴线之间-1.014272在节平面内大齿轮面宽中点锥距121.410973大齿轮节锥距143.408974大锥轮上齿宽之半21.998075：大齿轮在齿面宽度中点处的工作齿高；k：齿高系数，9.8457760.4169770.686178轮齿两侧压力角的总和，此值为平均压力角的两倍45o790.707180平均压力角22.5o810.9239820.4142831.656484双重收缩齿齿根角总和〔‘〕7.4752°85大齿轮齿顶高系数0.150861.0087大齿轮齿面宽中点处的齿顶高14.7288大齿轮齿面宽中点处的齿根高9.895789大齿轮齿顶角1.1213°，900.0195791大齿轮齿根角0.1107921.907493大齿轮的齿顶高1.9694大齿轮的齿根高12.330995C：径向间隙1.526996大齿轮齿全高14.238397大齿轮齿工作高12.711498大齿轮的圆锥角77.2913o990.97551000.21999101大齿轮的根锥角69.81611020.93861030.34501040.3676105大齿轮外圆直径279.50106大轮大端分度圆中线至轴线交叉点的距离35.2984107大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离333.4463108大圆顶圆齿顶高与分度圆处齿高之差0.9217109大端分度圆处与齿根处高度差3.7764110大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离-1.9359111大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离2.7622112128.9322113修正后小轮轴线在大轮回转平面内偏置角正弦0.27151140.962451150.28211160.33205117小齿轮的面锥角19.3930o1180.94331190.35212011.9406121小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离-2.53321220.0008418123；0.04823；1.0000124；16.6318；0.95821256.0630；0.99441260.014781271.0436128120.64061290.948613022.9571131小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离=(128)-(130)(129)+(75)(126)142.272213222.9613133小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线距离=(128)-(132)(129)+(75)(126)94.4684134139.7363135小齿轮外圆直径98.3763136124.6642137在大轮回转平面内偏置角正弦0.28075138在大轮回转平面内偏置角16.30521390.9598140-1.6436141小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离11.95031420.2115143小齿轮根锥角12.18981440.97751450.2160146最小齿侧间隙允许值0.1524147最大齿侧间隙允许值0.20321480.130271498.5064150在节平面内大齿轮内锥距99.4089该车取下偏移主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋。3.2差速器的设计3.2.1对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图3-2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。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A、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〕，啮合点A的圆周速度为=+，啮合点B的圆周速度为=-。于是+=〔+〕+(-)即+=2假设角速度以每分钟转数表示，那么式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，它说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。有式还可以得知：=1\*GB3①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；=2\*GB3②当差速器壳的转速为零〔例如中央制动器制动传动轴时〕，假设一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，那么另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。3.2.2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3-3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1—轴承;2—调整螺母;3,7—差速器壳;4—半轴齿轮垫片;5—半轴齿轮;6—行星齿轮;8—轴架;9—长轴;10—行星齿轮止推片;11—短轴本设计采用普通的对称式圆锥行星齿轮差速器。此种差速器由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，最广泛地用在轿车、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．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，2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个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构)，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。如上图2.3所示。〔1〕行星齿轮数目的选择轿车常用2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车多用4个行星齿轮，少数汽车采用3个行星齿轮。此设计采用2个行星齿轮．〔2〕行星齿轮球面半径RB(mm)确实定圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮反面的球面半径RB，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代替了差速器圆锥齿轮的节锥距，在一定程度上表征了差速器的强度。球面半径可根据经验公式来确定：式中：KB——行星齿轮球面半径系数，KB=2.52～2.99，对于有4个行星齿轮的轿车和公路载货汽车取小值；对于有2个行星齿轮的轿车以及越野汽车、矿用汽车取最大值；取KB=2.9md——计算转矩，N·m。RB确定后，即可根据下式预选其节锥距：A0=(0.98～0.99)RB〔3〕行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了得到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，但一般不应少于10。此设计行星齿轮的齿数选z1择11，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。考虑到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n所整除，否那么将不能安装。半轴齿轮的齿数选z２用22〔4〕差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角、：式中：z1、z2——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：算出模数后，节圆直径d即可由下式求得：〔5〕压力角过去汽车差速器齿轮都选用20º压力角，这时齿高系数为l，而最少齿数是13。目前汽车差速器齿轮大都选用22º30′，的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减至11，并且在小齿轮(行星齿轮)齿顶不变尖的条件下还可由切向修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最少齿数比压力角为20º的少，故可用较大的模数以提高齿轮的强度。最终设计尺寸见零件图。4花键的设计及轴承的选用4.1花键选择花键连接时一种常见的连接形式，有内花键和外花键组成。与平键相比，花键连接在强度工艺上有以下优点：1.连接受力均匀；2.轴的强度削弱小；3.接触面积大，可承受较大的载荷；4.轴上零件与轴的对中性好；5.导向性好；6.可使用磨削的方法提高加工精度即联接质量。其缺点是齿根仍有应力集中，加工本钱高。花键可用经联接或动联接。按齿形不同，可分为举行花键和渐开线花键。半轴齿轮中的花键参数选择如下：齿数16模数2.5分度圆直径：42原始齿形压力角：30°原始齿形移居：1.254.2轴承的选用滚子轴承室现代机器中广泛应用的部件之一，它是依据主要元件面的滚动接触来支撑转动零件的。与滑动轴承相比，滚子轴承具有摩擦阻力小，功率消耗小，启动容易等优点。滚子轴承按照所能承受的外载荷不同，可概括地分为向心轴承、推力轴承和向心推力轴承三大类。轴承所承受载荷的大小方向和性质是选择轴承的主要依据。滚子轴承中主要元件是线性接触。易用与承受较大的载荷。圆锥滚子轴承可同时承受径向载荷及轴向载荷。外圈可别离，安装时可调整轴承的游隙。一般成对使用。圆柱滚子轴承外圈可别离，较不能承受轴向载荷，滚子轴承内圈的挡边轴向定位。工作时允许内外圈有少量的轴向错动。有较大的径向承载能力。但内外圈的允许偏斜很小。主动锥齿轮受轴向力和径向力都何人很大。所以在主动锥齿轮上选用负载能力较强的圆锥滚子轴承。又由于该轴的直径为45，所以选用7309E型。在差速器的凉州城处，由于所受力较大，应选用型号为16150型的轴承。5主动锥齿轮轴的设计主动锥齿轮轴的主要功能是支撑回转零件及传递运动和动力。同时主动锥齿轮尺寸较小，把它与轴做成一体比拟牢固。5.1材料的选用轴的材料主要是碳钢与合金钢。钢轴的毛培是锻件，有的直接用圆钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低。同时也可以用热处理或化学处理的方法提高其耐磨性和疲劳强度。故采用碳钢制造轴尤为广泛，其中最为常用的是45号钢。驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求：具有高的弯曲疲劳强度和外表接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，防止在冲击载荷下齿根折断。锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。选择合金材料是，尽量少用含镍、铬呀的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。渗碳合金钢的优点是外表可得到含碳量较高的硬化层〔一般碳的质量分数为0.8%～1.2%〕，具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、外表接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，外表硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起外表硬化层的剥落。为改善新齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.005～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。5.2轴的结构设计轴的结构设计包括轴的合理外形和全部结构尺寸。其结构应满足以下要求：1.与其装配零件要有准确的工作位置；2.轴上零件应便于装卸和调整。3.周应具有良好的制造工艺性。5.2.1轴上零件的定位零件与轴的固定或连接方式随零件的作用而异。一般情况下，为了保证零件在轴上具有固定的工作位置，需从轴向和圆周面加以固定。轴上零件轴向固定方法：1.采用轴间固定2.采用套筒定位。3.圆螺母定位。4.轴端挡圈定位.5.轴承端盖定位.轴的圆周方向定位：1.键2.花键3.销4.紧固螺钉5.过盈配合5.2.2结构的选择轴的破坏大多是疲劳破坏，在轴的界面变化处会产生应力集中，轴的疲劳破坏往往在此处产生。因此在轴的结构设计中，设计要求是降低应力集中。提高轴的外表质量也是提高轴的疲劳强度的有力措施。在结构上位了保证轴的疲劳强度，轴肩处的过度圆角半径不宜过小。提高轴的外表质量包括降低轴的外表粗糙度，对轴外表进行处理，比方热处理、机械处理和化学处理等。6主要零件的校核6.1轴的校核轴向力A主动齿轮A=从动齿轮A=径向力R主动齿轮R=从动齿轮R=最终求得：Ft1=28000NFr1=11800NFa=245000NRh1+Rh2=Ft1=28000(L1+l2|)Rh1=Ft1*l1其中l1=42..5l2=118.5解得：Rh1=273000N，Rh2=7390N，MH=Ft1*l1=1190N.mrv1+rv2=Fr1(l1+l2)rv2=l1*Fr1解得:Rvi=8400N,rv2=3000NMr=Fr1*l1=11400*0.0425=480N.mM为两者弯矩平方后开根号所得M=1280N.mT=800N.mMca为弯矩的平方和0.59倍的T的平方后开根号所得。Mca=1360N.m所以此处的应力为mca/w=108.8MPa查机械手册可知该轴的需用应力为150Mpa故满足要求。6.2从动齿轮的弯曲强度校核：=1177.5MPa式中：Tj——齿轮的计算转矩，N·m，对于主动齿轮还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上；K0—一超载系数；取1Ks——尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等有关。当端面模数m≥1.6mm时，Ks==0.6552；Km——载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，Km＝1.00~1.10；当一个齿轮用骑马式支承时，Km＝1.10~1.25。支承刚度大时取小值；Km取1.1Kv——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取Kv＝1；F——计算齿轮的齿面宽，mm；Z——计算齿轮的齿数；m——端面模数，mm；J——计算弯曲应力用的综合系数主、从动齿轮的接触应力是相同的。当按日常行驶转矩计算时，许用接触应力为1750MPa；当按计算转矩计算时，许用接触应力为2800MPa。故满足设计要求。6.3主减速器双曲面齿轮的强度计算式中：p——单位齿长上的圆角力，N／mm；P——作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩Teamx和最大附着力矩两种载荷工况进行计算；F——从动齿轮的齿面宽，mm。按发动机最大转矩计算时：第一挡：863.805MPa<893MPa直接档：=221.4859MPa<321MPa式中：Temax——发动机最大转矩，N·m；ig——变速器传动比，常取1档及直接档进行计算；１档为3.9；直接档为１d1——主动齿轮节圆直径，46.818mm。F—一从动齿轮的齿面宽，34mmn——该车的驱动桥数目；该货车采用发动机后置后驱ｎ为１——分动器的转动比;按驱动轮打滑的转矩计算：式中：那么Ｐ＝866.4749MPa〈893MPa许用单位齿长上的圆周力如下表3-1表6-1许用单位齿长上的圆周力[1]按发动机最大转矩计算按最大附着力矩计算附着系数1档2档直接档轿车8935363218930.85货车142925014290.85公共汽车9822140.85牵引汽车5362500.65目前，由于技术的进步，可在上述许用值的根底上增加10%—25%，从上可知设计的齿轮符合要求。6.3.1轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力(N／mm2)为：按(Tje、Tjh)较小值校核主动齿轮的弯曲强度：=415.984MPa<从动齿轮的弯曲强度校核：=441.095MPa<式中：Tj——齿轮的计算转矩，N·m，对于主动齿轮还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上；K0—一超载系数；取1Ks——尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等有关。当端面模数m≥1.6mm时，Ks==0.6552；Km——载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，Km＝1.00~1.10；当一个齿轮用骑马式支承时，Km＝1.10~1.25。支承刚度大时取小值；Km取1.1Kv——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取Kv＝1；F——计算齿轮的齿面宽，mm；Z——计算齿轮的齿数；m——端面模数，mm；J——计算弯曲应力用的综合系数6.3.2轮齿的接触强度计算圆锥齿轮与双曲面齿轮齿面的计算接触应力(MPa)为：按(Tje、Tjh)较小值校核轮齿的接触强度：=2105.6256MPa<式中:Tz、Tc——分别为主动齿轮的工作转矩和最大转矩，N·m；Cp——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N1/2／mm；d1——主动齿轮节圆直径，46.818mm；Kf——外表质量系数，对于制造精确的齿轮可取Kf=1；F——齿面宽，34mm，取齿轮副中的较小值(一般为从动齿轮齿面宽)；J一一计算接触应力的综合系数，见参考文献[3]图3——128,取0.2615主、从动齿轮的接触应力是相同的。当按日常行驶转矩计算时，许用接触应力为1750MPa；当按计算转矩计算时，许用接触应力为2800MPa。计算时应将上述计算转矩换算到主动齿轮上。6.4主减速器锥齿轮轴承的载荷计算6.4.1锥齿轮齿面上的作用力齿宽中点处的圆周力：式中：T—作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动齿轮上的当量转矩见下式[5]：其中：--发动机最大转矩--变速器在各挡的使用率，参考文献[5]的表3-14选取--变速器各挡的传动比--变速器在各挡时发动机转矩利用率，其中，为变速器处于第i档时的发动机转矩所以主动锥齿轮的当量转矩为=171.0374--该齿轮齿面宽中点的分度圆直径=206-34sin74.210=173.283mm主动齿轮有：F1=5897N对于从动齿轮有：=8766N--从动齿轮齿面宽--从动齿轮节锥角--分别为主、从动齿轮的螺旋角--分别为主、从动齿轮的齿数6.4.2锥齿轮轴承的载荷较远处轴承的载荷：径向力：=4776N轴向力：AA==8517N较近处轴承的载荷径向力：[=9503.52N轴向力：AB=0a=73mm;b=42mm;c=115mm那么较远处轴承的当量载荷Q1=其中对于单列圆锥滚子轴承，当〈e时，X=1；Y=0当〉e时，X=0.4；Y值及判断参数e参考轴承手册或产品样本此设计中=〉e==0.83时，X=0.4；Y=0.54所以Q=6509.58N此时对于7309E型轴承，由文献[13]可查的它的额定动载荷c=52.5KN，那么轴承的寿命=13172h式中：--温度系数，取值按文献[5]表3-42取出--载荷系数，对于车辆，可取=1.2-1.8，此设计取1.5--寿命指数，滚子轴承取10/3n—轴承的计算转速：=2.6650/0.3581=359.46r/min--轮胎的滚动半径--汽车的平均行驶速度，km/h；对于轿车取为50-55km/h；对于载货汽车和公共汽车可取为30-35km/h同理较近处轴承选用7309E型，它的当量载荷Q2==4776N，额定动