乘用车主减速器和差速器设计

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1、摘要汽车问世百余年，特别是从汽车产品的大批量生产及汽车工业的打发展以来，汽车已 经对世界经济打发展和人类进入现代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。为了使大家对汽车这一影响人类社会的产品有更全面、更深 入的了解，以便把握住“汽车设计”技术的发展方向，通过对汽车的总体设计，汽车零部 件的载荷和计算工况与计算方法，以及汽车各系统、各组成及主要零部件的结构分析和设 计计算的概述，是大家对汽车的设计理论与设计技术有更好的认识与突破。汽车主减速器 及差速器是汽车传动中最重要的部件之一。它能够将万向传动装置传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

2、关乘用车的主减速器和差速器，并要使其具有通过性。本次设计的内 容包括有：方案选择，结构的优化与改进。齿轮与齿轮轴的设计与校核。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，对比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。 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：驱动桥 ；主减速器 ；差速器 ；半轴AbstractVehicle drive axle at

3、 the end of the transmission system, the basic skills to use is to increase the transmission came directly from the drive shaft or torque, the torque distribution to the left and right wheels, and get differential requirements. In the drive axle, the realization of the usefulness of the main parts o

4、f this series are the main reducer, differential, axle, but also other transmission devices and axle. The main design principle of the drive axle was carefully understanding and statement, Santana 2000, the main reducer drive axle, differential, axle and other important components such as a detailed

5、 design. In the design process, according to the principles of automotive design and procedures, carried out a detailed calculation. In the design process, but also analysis of the components need to adopt the method, the feasibility of the program discussions, and possible faults of thinking, the l

6、ast on the important parts and the assembly showing the way with engineering drawings.Keywords：Drive axle ；Main reducer；Differential；Axle目录摘要I目录II第1章 绪论11.1选题的背景与意义11.2 研究的基本内容11.2.1 主减速器的作用21.2.2 主减速器的工作原理21.2.3 国内主减速器的状况21.2.4 国内与国外差距21.3 课题研究内容31.3.1主减速器的结构分析 31.3.2 差速器的结构分析3第2章 主减速器的设计52.2主减速器的方

7、案确定 52.3主减速器从动齿轮支承方案确定52.3.1主动双曲面锥齿轮52.3.2从动双曲面锥齿轮42.4基本参数的选择与计算载荷的确52.4.1 齿轮计算载荷的确定52.4.2 主减速器基本参数的选择82.4.3 主减速器准双面圆锥齿轮的集合计算102.4.4 主减速器齿轮的热处理17第3章 差速器的设计193.1 差速器概述193.2 差速器的结构形式选择203.3 差速器齿轮的基本参数选择203.3.1 行星齿轮数目的选择203.3.2 行星齿轮球面半径 R 的选择22B3.3.3 行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择213.3.4 差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定213.3.5

8、 压力角213.3.6 行星齿轮轴直径 d 及支承长度 L223.4 差速器齿轮的集合计算 223.5 差速器齿轮的强度计算 24 第4章 轴的设计 254.1 主动锥齿轮轴的设计 254.1.1 锥齿轮齿面上的作用力 254.1.2 齿宽中点处的圆周力 264.1.3 锥齿轮轴向力和径向力 264.1.4 轴和轴承的计算 274.1.5 齿轮轴承径向载荷的计算 284.1.6 主动锥齿轮轴参数设计 284.1.7 主动锥齿轮轴的校核 294.2 行星齿轮轴的设计 314.2.1 普通平键的选择 314.2.2 圆柱销的选择 314.2.3 计算载荷的确定 314.2.4 行星齿轮轴的强度计算

9、 32 第 5 章 结论 33 参考文献 34致 谢 35第 1 章 绪论1.1 选题的背景与意义主减速器和差速器是汽车是驱动桥的中的一部分 ,是传动系统的重要组成部分 .主减速器 的功用是增大转矩同时降低转速,差速器的作用是能使同一个驱动桥上的两个车轮以不同 的速率旋转.单级主减速器通常由主动齿轮从动齿轮组成,在双级主减速器中，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。主减速器采用的最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面面齿轮。而差 速器则普遍采用普通直齿锥齿轮在某些公共汽车和重型汽车上有时也选用蜗轮传动。通过学校的学习，我对汽

10、车的构造及总成有了很大了解，同时，结合课堂学习的理论 知识，对于进行汽车设计有了一定的理论基础，现对程乘用汽车的主减速器和差速器进行 设计，加深对汽车知识的了解。1.2 研究的基本内容1.2.1 主减速器的作用在一般汽车的机械式传动中，有了变速器还不能解决发动机特性与汽车行驶要求间的 矛盾和结构布置上的问题。而主减速器是在汽车传动系中起降低转速，增大转矩作用的主 要部件。当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。它是依靠齿数少的齿轮带齿数 多的齿轮来实现减速的，采用圆锥齿轮传动则可以改变转矩旋转方向。汽车正常行驶时， 发动机的转速通常比较高，如果将很高的转速只靠变速箱来降低下来，那么变速箱内

11、齿轮 副的传动比则需要很大，齿轮的半径也相应加大，也就是说变速箱的尺寸会加大。另外， 转速下降，扭矩必然增加，也加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。所以， 在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器。1.2.2 主减速器的工作原理从变速器或分动器经万向传动装置输入驱动桥的转矩首先传到主减速器，主减速器 的一对齿轮增大转矩并相应降低转速，以及当发动机纵置时还具有改变转矩的旋转方向， 他是依靠齿数少的齿轮带动齿数多的齿轮来实现减速的。1.2.3 国内主减速器的状况 现在国家大力发展高速公路网，环保、舒适、快捷成为汽车市场的主旋律。对整车主要总 成之一的驱动桥而言，小速比、大扭矩、

12、成本低逐渐成为汽车主减速器技术的发展趋势。1.2.4 国内与国外差距 我国的车用减速器开发设计不论在技术上、制造工艺上，还是在成本控制上都存在不小的 差距，尤其是齿轮制造技术缺乏独立开发与创新能力，技术手段落后 (国外己实现计算机 编程化、电算化)。目前比较突出的问题是，行业整体新产品开发能力弱、工艺创新及管 理水平低，企业管理方式较为粗放，相当比例的产品仍为中低档次，缺乏有国际影响力的 产品品牌，行业整体散乱情况依然严重。这需要我们加快技术创新、技术进步的步伐，提 高管理水平，加快与国际先进水平接轨，开发设计适应中国国情的高档车用减速器总成， 由仿制到创新，早日缩小并消除与世界先进水平的差距

13、。1.3 课题研究内容汽车主减速器是汽车驱动桥中的一个重要部件，汽车驱动桥处于动力传动系的末端，其基 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、半轴和驱动桥壳组成。1.3.1 主减速器的结构分析(1) 主减速器作用 主减速器的作用将变速器输出的动力再次减速，以增加转矩，之后将动力传递给差速 器。(2) 主减速器分单级主减速器：大部分汽车的主减速器为单级主减速器，减速型式 为锥形齿轮式：其中锥形齿轮式主减速器，广泛的应用于后驱汽车的后轿中，变速器输出 动力经过传动轴传给

14、主动锥齿轮，经从动锥齿轮减速后传给差速器。普通斜齿轮式主减速 器应用于前驱汽车的变速器中。双级主减速器：在重型货车上，常采用双级主减速器， 第一级为锥形齿轮减速，第二级为普通斜齿轮减速。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。1.3.2 差速器的结构分析(1) 差速器的作用 汽车在直线行驶时，左右车轮转速几乎相同，而在转弯时，左右车轮转速不同，差速器能实现左右车轮转速的自动调节，即允许左右车轮以不同的转速旋转。(2) 差速器的结构形式和工作原理 差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。行星齿轮的自转：差速器工作时，查阅汽车车桥设计，经

15、方案论证，差速器结构形式选择 对称式圆锥行星齿轮差速器。根据机械原理书本公式：(n -n )/(n -n ) = 一1(式 1.1)1 4 3 4n /n =(r-L)(r + L)(式 1.2)13当直线行驶时，r趋于无穷大，此时n二n，差速器的工作原理汽车在转弯时每个车轮13行驶的距离不相等，既内侧车轮行驶的距离比外侧车轮要短，差速器的作用就是调节这个 距离差使汽车能平稳行驶。肯轮行朋齿轮输出轴输出轴比太阳齿轮刁J蹇速器测恆/锥形齿轮输入轴图 1-1 差速器的工作原理第 2章 主减速器的设计2.1 主减速器概述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、质量小、尺 寸紧

16、凑以及造价低。广泛用在主减速比io7.6的各种中、小型汽车上。这次设计的为家 庭乘用车，所以主传动比不到 7.6，故这次设计采用单级主减速器。单级主减速器有螺旋 锥齿轮、双曲面齿轮等两种形式。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。2.2 主减速器方案的选择 因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双曲面从动齿轮直径比螺旋锥齿轮小。所以一般 情况下，当要求传动比大于 4.5 而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。2.3 主减速器主从动齿轮的支承方案2.3.1 主动双曲面锥齿轮对于在轿车和装载质量在2T以下的载货汽车上，由于载荷较小，主减速器主动齿轮 的轴线偏转角的绝

17、对值不大，所以主动锥齿轮最好采用结构简单，布置方便及成本较低的 悬臂式支承，这样既保证了支承刚度又能使结构简单，又方便制造。2.3.2 从动双曲面锥齿轮 从动锥齿轮的支承选择跨置式的，这种支承可以增大支承刚度，使轴承负荷减小， 齿轮啮合条件改善。2.4 基本参数的选择与计算载荷的确定2.4.1 齿轮计算载荷的确定由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性，因此要准确地算出主减速器齿轮的计算载荷 是比较困难的。通常是将发动机最大转矩配以传动系最低挡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

18、应力的载荷。（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T :ceTce = Te max - - k N - m （式 2.1）式中：i1变速器前进挡最大传动比，在此取3.778；主减速器传动比在此取4.111；i0e max发动机的输出的最大转矩，在此取220 N - m ；k 由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的载货汽车，矿用汽车 0和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取 k =1. 0，当性能系数 fp0 时可取 0pk =2.0；0c1（16-0.195 mag 100 16Temax （式 2.2）当0.195ag 16即 fp 1.6

19、时，K = 4，在此 K = 4=0.67s 4 25.4s 4 25.4K载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，K =1.001.10mm式式支承时取1.101.25。支承刚度大时取最小值;Kv 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向跳动精度 高时，可取1.0;b计算齿轮的齿面宽31.04mm;z计算齿轮的齿数8;m端面模5.27mm;（式2.10）_ 2 X103 x T K K KCJ c0s mw K bzm2JVm 端面模数；J 计算弯曲应力的综合系数（或几何系数）。计算弯曲应力时本应采用轮齿中点圆周 力与中点端面模数，今用大端模数，而在综合系数中进行修正。

20、选取小齿轮 的 J=0.29 大齿轮 J =0.23。带入公式得：=509.8 700N / mm2=589.7 700N /mm22 x103 X1588.7 x 0.67 x 1.1lx34.14x8x5.272 x0.292x103x4364x0.67x1.1b 21x 31.04 x 38 x5.272 x 0.23所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。3、轮齿的表面接触强度计算双曲面齿轮轮齿齿面的计算接触应力为C 2T K K K K X103 亠b = pz_0 s m f（式 2.11）j dKbJ1V式中： T 主动齿轮计算转矩； zC 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232. 6

21、N/mm；pK 尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取 s1.0；K 表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等），即表面粗糙度 f及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等）。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取1.0；J 计算接触应力的综合系数（或称几何系数）。它综合考虑了啮合齿面的相对曲率半 径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素 的影响，选取J = 0.29。带入公式得：二 2295.12N / mm2 10，应尽量取最小值102半轴齿轮齿数z = 14 252203模数m5 mm4齿面宽b =(0.25 0.30)A，

22、b 10m2 0 213mm5齿工作高h = 1.6mg8 mm6齿全高h = 1.788m + 0.0518.991mm7压力角一般汽车：22.5o22.5 o8轴交角工=90o90 o9节圆直径d = mz， d = mz112 2d =50，d =1001 210节锥角zzY = arctan f， y = arctan t1z2z2 1y =26.57 1y =63.43211节锥距ddA =1 = 20 2sin y2sin y1 247mm12周节t = 3.1416 m15.708mm13齿顶高h = h - h， h = K m1g22a th = h -h =5.1 g23h

23、 = K m =2.62 a t1mm14齿根高h = 1.788m - h， h = 1.788m - h1 1 2 2h = 3.5525mm1h = 6.3275mm215径向间隙c = h - h = 0.188 m + 0.051g0.991mm16齿根角h”h ”6 = arctan r， 5 = arctan u 1A2A0 05 =4.3215 =7.67217面锥角y =y +5 ， y =y +501 1 2 02 2 1y =30.89 01y =71.170218根锥角y =y -5， y =y -5R111R 222y =22.24 R1y =55.76R 219外圆

24、直径d = d + 2h cos y ， d = d + 2h cos y01 1 1 1 02 2 2 2d =59.4801d =102.330220节锥顶点至齿轮外缘距离dj .dj.咒=hsin y ，咒=t h sin y01 2 1 1 02 2 2 2咒=47.59mm01咒=22.66mm023.5 差速器齿轮的强度计算由于行星齿轮在差速器的工作中经常只起等臂推力杆的作用，只有左、右驱动车轮有转速 差时行星齿轮和半轴齿轮之间才有相对滚动，所以差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，而 对于疲劳寿命则不予考虑。汽车差速器的弯曲应力应为：2x103TK Kb=c s mw K m2 z b

25、 JnV2 2（式3.8）式中：Tc 半轴齿轮的计算转矩，TC = 0.6T0，在此 Tc 为 2618.4 Nm；Z 2 半轴齿轮齿数；b2半轴齿轮齿宽，b2 =(2513O)A0； F 10m，在此b2为22mm. n 行星齿轮数；J 汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，查得J = O.224。带入公式得：b = 2 x103 X 2618-4 I =918.4 T80注：表中K = Zm*，其中T 发动机最大转矩；G 汽车总重力。T 0.1Ge maxaa经计算T为160.8 N - m。d4.1.2 齿宽中点处的圆周力2TD齿宽中点处的圆周力为（式4.2）式中： T 作用在主减速器主动

26、锥齿轮上的当量转矩D该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径；D - 200 mm， D - 42mm 21由上式可以算出：主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力P =8571.42 N1424.1.3 锥齿轮的轴向力和径向力一级减速机构作用在主、从动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为:A = i（式 4.3）R = i1 coscosY - sm（式 4.4）1 cos由上面已知可得：A二6012.4 N R二2372.5 N4.1.4 轴和轴承的计算主动锥齿轮轴的设计计算：对于轴是用悬臂式支撑的，如图4.1 所示，齿轮以其齿轮 大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增加支承刚度，应使两轴承

27、的支承中心 距b比齿轮齿面宽中点的悬臂长度a大两倍以上，同时尺寸b应比齿轮节圆直径的70%还 大，并使齿轮轴径大于或小于悬臂长a。为了减小悬臂长度a和增大支承间距b，应使两 轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以使b拉长、a缩短，从而增强支承刚度。 由于圆锥滚子轴承在润滑时，润滑油只能从圆锥滚子轴承的小端通过离心力流向大端，所 以在壳体上应该有通入两轴承间的右路管道和返回壳体的回油道。另外，为了拆装方便，应使主动锥齿轮后轴承（紧靠齿轮大端的轴承）的支承轴径大 于其前轴承的支持轴径。根据上面可算出轴承支承中心距b 0.7D1=29.2，在这里取b = 60.9mm。轴承的的选择，在这里选择主

28、动锥齿轮后轴承为圆锥滚子轴承30209型，前轴承为圆 锥滚子轴承 30207 型。图 4.1 主动齿轮的支持型式由此可得到：a = （cos y + a + 4）2 1 2（式4.5）式中：a?轴承的最小安装尺寸由机械设计课程设计书可查得=5mm。则 a = 38.76mm，取 a =31.4 mm4.1.5 齿轮轴承径向载荷的计算轴承A、B的径向载荷分别为：R =1 /（P-a）2 +（R-a-0.5A-d 匕 前方1（式 4.6）R=莎吋石耐2式中： c =a+b=92.3mm（式 4.7）带入公式得：R = 4623.5 N R = 9886.4N前后4.1.6 主动锥齿轮轴参数设计d = K3T（式 4.8）mK 取4.0， T 为变速器输出的最大转矩，则md = 4 x 3；220 x 3.9 =38.01由于花键为标准件，所以查表得花键内径32mm，外径35mm 。其轴的各段的尺寸为：第1 段：主动锥齿轮，其齿宽为 34.14 mm ，大端分度圆直径为 42 mm ，齿顶圆直径 为 73.58 mm ；第2段：直径为46mm，宽度为4mm ；第3段：直径为42mm，长4mm；第4段：这