乘用车主减速器和差速器设计Word版

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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。本次设计的是有关乘用车的主

2、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 Abstract Vehicle drive axle at the end of

3、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 of this serie

4、s 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 design. In

5、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 last on the i

6、mportant 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主减速器的方案确定52.3

7、主减速器从动齿轮支承方案确定.5 2.3.1主动双曲面锥齿轮5 2.3.2从动双曲面锥齿轮42.4基本参数的选择与计算载荷的确.5 2.4.1 齿轮计算载荷的确定5 2.4.2 主减速器基本参数的选择.8 2.4.3 主减速器准双面圆锥齿轮的集合计算.10 2.4.4 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.20 3.3.1 行星齿轮数目的选择.20 3.3.2 行星齿轮球面半径的选择.22 3.3.3 行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择.21 3.3.4 差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步

8、确定.21 3.3.5 压力角.21 3.3.6 行星齿轮轴直径d及支承长度L.22 3.4 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26 4.1.4 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31 4.2.1 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32

9、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，我对汽车的构造及总成有了很大了解，同时，

10、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，那么变速箱内齿轮副的传动比则需要很大，齿轮的半径也相应加大

11、，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、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

12、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。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

13、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

14、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： （式1.1） （式1.2）

15、 当直线行驶时，r趋于无穷大，此时，差速器的工作原理汽车在转弯时每个车轮行驶的距离不相等，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。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

16、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

17、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： （式2.1）式中 : 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； 发动机的输出的最大转矩，在此取220； 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，矿用汽车和越野汽车以及液

18、力传动及自动变速器的各类汽车取=1.0，当性能系数0时可取=2.0； （式2.2） 汽车满载时的总质量在此取1975kg ；所以由式（2.2）得： 0.195 =17.505616 即0 所以=1.0； 该汽车的驱动桥数目在此取1； 传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9；根据以上参数可以由(2.1）得：=3074.5；（2）、按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩： = (式2.3)式中 ： 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此取14350N； 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

19、；在此取=0.85； 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为215/60R16，滚动半径为 0.332m； ，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取0.9，由于没有轮边减速器取1.0；所以由公式(2.2)得： = =4364（3） 、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 汽车的类型很多，行驶工况又非常复杂，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常在高负荷低车速条件下工作，没有简单的公式可算出汽车的正常持续使用转矩。但对于公路车国内来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩根据所谓平均比牵扯引力的值来确定，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩：

20、（式2.4）式中：汽车满载时的总重量，在此取19750N；所牵引的挂车满载时总重量，但仅用于牵引车的计算，所以这里为0；道路滚动阻力系数，计算时对于轿车可取0.0100.015；对于载货汽 车可取0.0150.020；对于越野汽车可取0.0200.035，此时取0.013； 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常对轿车取0.08载货汽车和城市 车取0.050.09；对长途公共汽车取0.060.10；对越野汽车取0.090.30，此时取0.08； 汽车的性能系数在此取0； ，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取0.9，由于没有轮边减速器取1.0；该汽车的驱动桥数目

21、在此取1； 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为215/60R16，滚动半径为0.322m 所以由式（式2.4）得： =14842.4.2主减速器基本参数的选择（1）主、从动锥齿轮齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，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一般不小于6；主传动比较大时，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，和应有适宜的搭配，对比参考资料，取=8、=38。（2）从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数 对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥

22、壳的离地间隙，减小又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。可根据经验公式初选，即 （式2.5）直径系数，一般取13.016.0；从动锥齿轮的计算转矩，为和中的较小者取其值为3074.5；由式（2.5）得： =（13.016.0）=（189232.7）； 初选=200 则齿轮端面模数=/=200/38=5.27=385.27=200.26校核=5.27是否合适，其中故此处= =（0.30.4）=4.36 5.82 ，因此满足校核。 （3）主、从动齿轮齿面宽的选择。齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但

23、会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。 另外,由于双曲面齿轮的几何特性,双曲面小齿轮齿面宽比大齿轮齿面宽要大。一般取=0.155=0.155200.26=31.04mm，小齿轮齿面宽=1.1=1.131.04=34.14mm（4）小齿轮偏移距及偏移方向的选择对于轿车、轻型客车、货车、E值不应超过从动齿轮节锥距的40%，或接近于的20%。故偏移距E可取 =40.05mm 故偏移距E取40.05mm（5）螺旋角的选择双曲面齿轮传动由于有了偏移距E，使主、从动齿轮

24、的中点螺旋角不等，且主动齿轮的大，从动齿轮的小。但是，在选择螺旋角的时，应考虑它对齿面重叠系数轮齿强度和轴向力的影响。螺旋角应足够大，但螺旋角过大会使轴向力过大，因此兼顾考虑。 汽车主减速器锥齿轮的平均螺旋角为3540，而商用车选用较小的值以防止轴向力过大，通常取35，在此初选用为35。汽车主减速器双曲面齿轮大小齿轮中点处的平均螺旋角多为3540。（6） 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，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看

25、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。（7）法向压力角 法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切得最少齿数。但对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，对于小负荷工作的齿轮，一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。对于双曲面齿轮，从动齿轮轮齿两侧的压力角是相等的，但是主动齿轮轮齿两侧的压力角是不相等的。选取平均压力角时，乘用车为19或20，商用车为20或2233。本设计是乘用车越野车，因此法向压力角为为20。2.4.3 主减速器准双曲面圆锥齿轮的集合计算（1） 大齿轮齿顶角与齿根角标准收缩齿和双重收缩齿各有

26、其优缺点，采用哪种收缩齿应按具体情况而定。双重收缩齿的优点在于能提高小齿轮粗切工序的效率。双重收缩齿的轮齿参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把使用上最大的刀顶距的粗切刀。表 2.1 主减速器锥齿轮的几何尺寸参数表序号计算公式数值注 释18小齿轮齿数238大齿轮齿数35.27mm模数431.04mm大齿轮齿面宽520压力角68.48mm齿工作高,查表取1.6179.42mm齿全高,查表取1.788890轴交角942mm小齿轮分度圆直径1011.9小齿轮节锥角1178.1大齿轮节锥角12101.84mm节锥距1316.56周节141.71mm大齿轮齿顶高,查表取0.325156.77mm小

27、齿轮齿顶高162.56mm小齿轮齿根高177.71mm大齿轮齿根高180.94mm径向间隙191.44小齿轮齿根角204.32大齿轮齿根角2116.22小齿轮面锥角 2279.54大齿轮面锥角2310.46小齿轮根锥角2473.58大齿轮根锥角2555.24mm小齿轮外缘直径26200.97mm大齿轮外缘直径2798.73mm小齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离2819.33mm大齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离294.41mm大齿轮理论齿厚，查表取0.8373017.58mm小齿轮理论齿厚3135螺旋角 表2.2 载货、公共、牵引汽车的、和主动齿轮齿数567891011从动齿轮最小齿数3433323130

28、2926法向压力角20螺旋角 354035齿工作高系数1.4301.5001.5601.6101.6501.6801.9561.700齿全高系数1.5881.6661.7331.7881.8321.8651.8821.888大齿轮齿顶高系数0.1600.2150.2700.3250.3800.4350.4900.46+表2.3 锥齿轮的大齿轮理论齿厚z 67891011300.9110.9570.9750.9971.0231.053400.8030.8180.8370.8600.8880.948500.7480.7570.7770.8280.8840.946600.7150.7290.7770

29、.8280.8830.945 2.4.4 主减速器准双曲面圆锥齿轮的集合计算 在完成主减速器齿轮的几何计算之后，要验算其强度，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠地工作。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。汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷（即平均计算转矩）有关，而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。汽车驱动桥的最大输出转矩和最大附着转矩并不是使用中的持续载荷，强度计算时只能用它来验算最大应力，不能作为疲劳损坏的依据。（1）、主减速器准双曲面齿轮

30、的强度计算 1、单位齿长上的圆周力 在汽车工业中，主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用在其齿轮上的假定单位压力即单位齿长的圆周力来估算，即 (式2.6)式中：作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩和最大附着力矩 两种载荷工况进行计算； 从动齿轮的齿面宽，在此取31.04mm。按发动机最大转矩计算： (式2.7)式中：发动机输出的最大转矩，在此为220； 变速器的传动比，在此取一档传动比3.778； 主动齿轮分度圆直径，在此取42mm。带入公式得： =1271.1Nmm按最大附着力矩计算： (式2.8)式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还应考虑汽车最大加速时的负荷增加量，在

31、此为14350N； 轮胎与地面的附着系数，在此取0.85； 轮胎的滚动半径，在此取0.322mm。带入公式得： = 1265.3 Nmm 在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时高出表的。故上述两种计算方法均符合标准。2、轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为 （式2.9） 式中：该齿轮的计算转矩，=220Nm,Nm; 超载系数；在此取1.0;尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关;当时，在此=0.67载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，1.001.10式式支承时取1.101.25。支承刚度大时取最小值;质量系数，对于

32、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; 计算齿轮的齿面宽31.04mm;计算齿轮的齿数8;端面模5.27mm; (式2.10) 端面模数； 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。选取小齿轮的大齿轮。带入公式得：= =509.8 =589.7 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 (式2.11)式中： 主动齿轮计算转矩； 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N/mm； 尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，

33、在缺乏经验的情况下，可取； 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； 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。带入公式得： 由于主、从动齿轮大小几乎相当，所以均满足接触强度要求。 2.4.5 主减速器齿轮的材料及其热处理汽车驱动桥主减速器的工作繁重，与传动系其他齿轮比较，具有载荷大、作用时间长、载荷变化多、带冲击等特点。所以，多驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：1、具有较高

34、的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度； 2、轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断；3、钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律易于控制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减少生产成本并降低废品率；4、选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。 汽车主减速器用的螺旋锥齿轮、双曲面锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi。 用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到5864HRC，而芯部硬度较低，当端面模数时为3245HRC。由于

35、新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）后均予与厚度0.0050.0100.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。 第3章 差速器的设计3.1 差速器概述 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；左右两轮接触的路面条件不同，行使阻力不等等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行使或直线行使，均会引起车轮在路面上的滑移或滑

36、转，一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。差速器是个差速传动机构，用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑。3.2 差速器的结构形式选择 普通汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。它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。普通齿轮式差速器的传动机构为齿轮式。齿轮差速器分圆锥齿轮式和圆柱齿轮式两种。强制锁止式差速器就是在对称式锥齿轮差速器上设置差速锁。当

37、一侧驱动轮滑转时，可利用差速锁使差速器不起差速作用。差速锁在军用汽车上应用较广。查阅汽车车桥设计，经方案论证，差速器结构形式选择对称式圆锥行星齿轮差速器。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，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车以及一些越野汽车上，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。3.3 差速器齿轮的基本参数选择3.3.1 行星齿轮数目的选

38、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，故在此选用4个行星齿轮的形式。3.3.2 行星齿轮球面半径的选择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，它就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。 球面半径可按如下的经验公式确定： (式3.1)式中：行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99，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2.95； 计算转矩，取和的较小值。 带入公式得： =47.4差速器行星齿轮球面半径确定以后，可根据，来预选

39、其节锥距。带入公式得： =（0.980.99）47.4=46.452.6347.102 (式3.2)初步取=47mm3.3.3 行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 为了获得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。但一般不少于。半轴齿轮的齿数采用，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在的范围内。 差速器的四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、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，要满足条件： 式中：，左右半轴

40、齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，； 行星齿轮数目； 任意整数。 初步定、，经验证，符合要求。3.3.4 差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角，： (式3.3) (式3.4)再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数： =4.76 (式3.5)由于强度的要求在此取m取5得： =50mm，=100mm 3.3.5 压力角目前，汽车差速器的齿轮大都采用的压力角，齿高系数为。最小齿数可减少到，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。3.3.6 行星齿轮轴直径及支承长度行星

41、齿轮轴直径为 (式3.6)式中： 差速器传递的转矩，在此取3074.5 Nm； 行星齿轮的数目，在此为； 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm，=40 ，为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而=80； 支承面的许用挤压应力，在此取69 MPA。带入公式得： =15.9mm (式3.7)行星齿轮在轴上的支承长度为=1.1=1.115.9=17.49mm 3.4 差速器齿轮的集合计算表3.1 半轴齿轮与行星齿轮参数序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数，应尽量取最小值102半轴齿轮齿数203模数5mm4齿面宽，13mm5齿工作高8mm6齿全高7压力角一般汽车：8轴交角9节圆直径， =50，=100 10

42、节锥角，=26.57=63.4311节锥距 47mm12周节13齿顶高，=5.3=2.61mm14齿根高，15径向间隙16齿根角，=4.32=7.6717面锥角，=30.89=71.1718根锥角，=22.24=55.7619外圆直径，=59.48=102.3320节锥顶点至齿轮外缘距离，3.5 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： (式3.8)式中：半轴齿轮的计算转矩，在此为2618.4 Nm； 半轴齿

43、轮齿数； 半轴齿轮齿宽，在此为； 行星齿轮数； 汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，查得。带入公式得：=918.4所以差速器齿轮满足弯曲强度要求。第4章 轴的设计4.1 主动锥齿轮轴的设计4.1.1 锥齿轮齿面上的作用力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轴线的径向力。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进行计算。作用在主

44、减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算：(式4.1)式中：发动机最大转矩，在此取220；，变速器在各挡的使用率，可参考表4.1选取；，变速器各挡的传动比；，变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表4.1选取；表4.1 及的参考值 车 型 变速器挡位 轿车公共汽车载货汽车挡 挡挡挡带超速挡挡挡带超速挡挡8080注：表中，其中发动机最大转矩；汽车总重力。经计算为160.8。4.1.2 齿宽中点处的圆周力 齿宽中点处的圆周力为 (式4.2)式中：作用在主减速器主动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；mm，mm 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=8571.42

45、 N4.1.3 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： (式4.3) (式4.4)由上面已知可得：6012.4 N 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，应使两轴承的支承中心距比齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上，同时尺寸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。为了减小悬臂长度和增大支承间距，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以使拉长、缩短，从而增强支承刚度。由于圆锥滚子轴承在

46、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0.7=29.2，在这里取。轴承的的选择，在这里选择主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： (式4.5)式中：轴承的最小安装尺寸，由机械设计课程设计书可查得。则，取=31.4。4.1.5 齿轮轴承径向载荷的计算轴承A、B的径向载荷分别为： (式4.6) (式4.7)式中：带入

47、公式得：N 9886.4N4.1.6 主动锥齿轮轴参数设计 (式4.8)取4.0，为变速器输出的最大转矩，则=38.01由于花键为标准件，所以查表得花键内径，外径。其轴的各段的尺寸为：第1段：主动锥齿轮，其齿宽为34.14，大端分度圆直径为42，齿顶圆直径为73.58；第2段：直径为46，宽度为4；第3段：直径为42,长4mm；第4段：这段与轴承相配合，其选用的轴承代号为30209,，其小径为46，大径为84.8，小径宽为19.8，其轴的直径为46，宽度为20；第5段：直径为42，长30mm；第6段：这段与轴承配合，其选用的轴承代号为30207，其小径为35，大径为72，小径宽度为18.25。

48、其轴的直径为35，宽度为16；第7段：花键轴，花键小径为33，大径为36，花键轴宽为40；第8段：螺栓轴，螺栓直径为M30。螺栓长度为40。由此计算可得主动锥齿轮的总长度为198.4。图4.2 主减速器锥齿轮轴4.1.7 主动锥齿轮轴的校核齿轮上受到的计算转矩为1609.91，齿轮的圆周力，轴向力6012.4 N ，径向力，并还知道两轴承受径向力和轴向力分别为，N；9886.4N，。其轴承所受的轴向力与轴受到的轴向力是一对作用力与反作用力，径向力也是一对作用力与反作用力。规定齿轮受的轴向力和径向力为正，前、后轴承给轴的力的方向分别与锥齿轮受的力方向相反，则为负；径向力为正，为负。后面花键轴和螺

49、栓轴可以不用计算，其结果不受多大影响。 图4.3 主动锥齿轮轴受力图求出水平面上的弯矩并画出弯矩图：规定顺时针方向为负，其齿轮受到的弯矩为正，后齿轮受到的弯矩为负，前齿轮受到的弯矩为正，如图4.4所示：图4.4 垂直面上弯矩图求出垂直面上的弯矩并画出弯矩图：根据上面的方向，弯矩图如图4.5所示：图4.5 垂直面上弯矩图合成弯矩可得：由上面的图可知，在后轴承受力点上的弯矩最大。 计算危险截面上的轴的直径，轴的材料选择20CrMnTi，经过调质等处理，弯曲许用应力，则： (式4.9)由于轴最小处的直径也大于28.35，所以校核成功。4.2 行星齿轮轴的设计4.2.1 普通平键的选择由于轴径在172

50、2这个范围内，根据机械设计课程设计手册选择为的普通平键，键的长度为20。4.2.2 圆柱销的选择参照机械设计课程设计手册选择公称直径为6的圆柱销。4.2.3 计算载荷的确定 T=2203.7784.111=3416.8N (式4.10)式中：-发动机最大转矩；-变速器一挡传动比；-主减速比。4.2.4 行星齿轮轴的强度计算扭转应力： =407.34 MPA (式4.11)取，则，即满足强度要求。式中：-行星齿轮轴的扭转应力，； -行星齿轮轴的计算转矩，3416.8； -行星齿轮轴的杆部直径，20； -行星齿轮轴的扭转许用应力，取。 第5章 结论主减速器以及差速器总成是驱动桥和动力传递重要的部件，对传递发动机动