《2022年汽车主减速器及差速器的结构设计与强度分析毕业设计.pdf》由会员分享，可在线阅读，更多相关《2022年汽车主减速器及差速器的结构设计与强度分析毕业设计.pdf（43页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。
1、目 录摘 要. . 错误! 未定义书签。Abstract . . 错误! 未定义书签。1 绪 论. . 错误! 未定义书签。课题研究背景 . 1课题研究目的及意义 . 1课题研究内容 . 2研究对象主要参数 . 错误! 未定义书签。2 汽车主减速器的设计 . 3汽车主减速器概述 . 3汽车主减速器的工作原理. 3轿车主减速器结构方案选择与分析. 4轿车主减速器基本参数的选择与计算. 5轿车主减速器传动比i0的确定 . . 5主减速器计算载荷的确定. 5主减速器锥齿轮基本参数的选择. 7主减速器锥齿轮主要几何参数的计算. 8轿车主减速器螺旋锥齿轮强度计算. 103 差速器的设计 . . 14差速
2、器概述 . . 14差速器的工作原理 . 14差速器的结构形式选择. 15普通锥齿轮差速器齿轮设计. 15差速器齿轮主要参数的选择. 15差速器齿轮主要几何参数的计算. 17普通锥齿轮差速器齿轮强度计算. 184 汽车主减速器及差速器的三维实体建模. 20精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 1 页，共 43 页 - - - - - - - - - - 主减速器的三维实体建模. 20主减速器三维建模分析与设计思路. 20主减速器螺旋锥齿轮的主要建模过程. 21差速器的三维实体建模. 26差速器半
3、轴直齿锥齿轮的主要建模过程. 26差速器壳的主要建模过程. 27汽车主减速器及差速器的装配. 285 汽车主减速器及差速器主要部件的强度分析. 30强度分析简介 . 30差速器壳体的强度分析. 30半轴的强度分析 . . 356 结 论. . 39参考文献 . . 40致 谢. . 41精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 2 页，共 43 页 - - - - - - - - - - 汽车主减速器及差速器的结构设计与强度分析摘 要本文首先对汽车主减速器及差速器的工作原理及结构进行了简单介绍；其次
4、通过对汽车主要参数进行分析与计算设计出主减速器及差速器，然后运用三维软件对其主要零部件进行建模，建模完成后对零件进行装配; 所有零件装配完成后，通过有限元软件对建模后的相关部件进行应力分析，根据分析结果进行一些改进或优化。关键词：主减速器；差速器；设计；建模；分析精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 3 页，共 43 页 - - - - - - - - - - The structure design and strength analysis of automotive main reduce
5、r and differential AbstractFirst, the working principle and structure of automotive main reducer and differential are introduced in this paper. Then after the analysis and calculation of the automotive main reducer and differential, to use 3D software to make 3D model of main components of automotiv
6、e main reducer and differential and compose them after the making of the model. Finally, making stress analysis of relevant components by finite element software, besides, making some improvements and optimizing according to the results. Key words:Main reducer; Differential; Design; Modeling; Analys
7、is精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 4 页，共 43 页 - - - - - - - - - - 1 绪 论课题研究背景汽车自发明以来，对全球工业制造以及整个经济发展都产生了较大的影响。然而目前随着各项技术的快速发展以及世界整体经济的不断发展，各个国家的人们对汽车依赖很深，同时汽车也给人们的生活与发展带来了巨大的便利。总之，汽车工业对人们生活和国家经济的发展带来了无法估量的影响。目前，我国汽车主减速器的开发，在技术手段上、工艺制造水平上，都与国外的差距很大，尤其是德国、美国、日本这些汽车强
8、国。而且我国在主减速器齿轮的开发、制造等技术上都缺乏相应的独立开发与创新能力，各项技术手段都比较落后，国外尤其是工业强国早就大规模运用自动化设备，不断跟进计算机编程、电算化等。目前所存在最大的问题是，汽车行业整体开发新产品的能力不够、工艺制造以及管理水平较低，所生产出的相当比例的产品依然为中低档次，产品较为粗放，国际竞争力不够。目前我国生产或者装配整车所需的差速器产品大多源自美国、德国、日本等几个传统的汽车工业强国，我国汽车工业技术也基本上都是从引进国外相关技术的基础上进行发展的，逐步呈现出相当的规模。然而目前我国的差速器乃至其他很多工业产品都没有自己的核心技术，对国外技术依赖性较强，自主开发
9、能力依然较弱，很大程度上严重影响了新车整车的开发制造，因此，我国在主减速器及差速器的技术开发上还有很长的路要走。从当前的趋势来看，我国以及全球的汽车工业正在朝着经济性好同时动力性也好的方向发展，从汽车理论以及实际应用角度讲，如何使生产的汽车的燃油经济性和动力性两者都尽可能提高是每个汽车设计、制造、生产厂商都在拼尽全力做的事情。当然，汽车上的每一个零部件组成也一直都在发生着各种变化，汽车主减速器及差速器自然也不例外，特别是那些对操控性要求性很高的车辆，诸如高级轿车、跑车之类。因此，目前随着国家十三五规划的制定，汽车行业向更智能化、环保化方向发展，我国的上汽、东风、一汽、北汽四大汽车集团以及其他各
10、大车企正在广泛开展合作项目，希望早日与世界汽车行业的先进技术接轨，争取整车尤其新能源汽车的设计开发上的新突破，实现汽车强国梦。课题研究目的及意义汽车主减速器及差速器由多种零部件构成，其设计开发制造也涉及到多方面，与当代机械工业制造关系尤为密切。 因此，本毕业设计可以通过对汽车主减速器及差速器的分析，深入了解各部件构成与开发设计，由分到总式地深入学习开发设计、选择规划、结构优化、强度分析计算以及有限元分析等内容，从某种程度上讲，可以借此更全面更深入地去学习并掌握现代汽车零部件设计甚至是整车开发设计、计算分析、强度校核、优化改进、开拓创新等各方面能力，意义很大。其次，通过对汽车主减速器及差速器的相
11、关设计与计算，使我能进一步综合运用所学精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 5 页，共 43 页 - - - - - - - - - - 的基础理论、专业知识以及其他多方面知识，进一步提高我对汽车设计相关技能研究以及处理复杂问题的能力，为自己将来踏入汽车行业奠定良好的基础，从而能更好的发展，为我国汽车工业的良好发展尽上自己更多的力。课题研究内容本毕业设计所研究的对象主要是轿车，其主要研究内容大致如下：轿车主减速器及差速器的结构特点及其设计方法；轿车主减速器及差速器的主要零部件三维实体建模及其装配
12、；相关轴及齿轮等的设计分析；轿车主减速器、差速器设计运动分析以及了解掌握Creo 的参数化设计方法。本次课题主要是想通过对轿车主要运动参数进行分析计算，进一步得出主减速器与差速器的基本参数，然后通过Creo 建模软件实现对主减速器与差速器的三维实体建模，最后通过 ANSYS 软件能对相关结构进行一定的强度分析。研究对象主要参数本毕业设计所要研究的对象主要是轿车，其主要参数大致如下表：表 某款轿车主要参数主要参数数值总质量1980最高车速（ km/h）220最大功率（ kwrpm ）118/6000最大扭距（ Nm rpm）250/4000前轴轴荷（满载 / 空载）1000/930后轴轴荷（满载
13、 / 空载）980/620变速器一挡传动比变速器二挡传动比变速器三挡传动比变速器四挡传动比变速器五挡传动比最小离地间隙（ mm ）115车轮半径（ mm ）327精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 6 页，共 43 页 - - - - - - - - - - 2 汽车主减速器的设计汽车主减速器概述汽车主减速器及差速器是汽车正常行驶所必不可少的组成，更是汽车驱动桥中最为关键的组成部分，通常由齿数少的锥齿轮或斜齿圆柱齿轮来带动齿数多的锥齿轮或斜齿圆柱齿轮进行传动，从而执行汽车主减速的主要功能。其主
14、要功用是将由发动机传出经万向传动装置传递的转矩传送到驱动车轮，以完成动力传递并驱动汽车行驶，有些情况也可改变转矩方向。可以使汽车主减速器前面的传动部件所传递过来的转速减小，同时也能减小变速箱的相关尺寸和质量，使操作起来更加灵活便利。汽车主减速器及差速器的设计常常需满足如下基本要求：a）保证其与发动机、变速器等动力装置传递连续且稳定，且保证各种工况下的传动效率都足够高。b）所设计的各零部件及整体尺寸要尽量小，要保证其产生的振动噪音小，且工作时足够稳定可靠。c）能满足相关使用要求， 所选择的主减速比应能保证汽车动力性也和燃料经济性两者都较好。d）结构设计简单易行，材料易取，加工制造方便容易，拆装、
15、调整快捷方便。汽车主减速器的工作原理汽车主减速器一般由主减速器主从动齿轮、齿轮轴承与减速器外壳等组成。大致结构如图所示。图主减速器结构图精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 7 页，共 43 页 - - - - - - - - - - 降低转速和增大转矩是汽车主减速器在汽车传动系起到的主要作用，发动机纵置时采用圆锥齿轮传动，有改变转矩方向的作用。从发动机传出动力，经离合器、变速器传递到主减速器主动锥齿轮上，由于发动机纵置，扭矩传递方向改变，即可顺利通过锥齿轮啮合传递到主减速器从动锥齿轮上，完成整
16、个主减速的传递工作。由于锥齿轮的布置合理可相应减少其他传动件承受的载荷，某种程度上减小了这些部件的尺寸和质量，更为轻量化。轿车主减速器结构方案选择与分析一般而言，主减速器设计方案和结构形式往往与所要求的齿轮类型、减速形式有关。（1）主减速器螺旋锥齿轮传动图螺旋锥齿轮传动主减速器齿轮传动按齿轮副的结构型式来分，主要有螺旋锥齿轮式、双曲面齿轮式、圆柱齿轮式和蜗杆蜗轮式几种形式。当汽车发动机横置时，主减速器采用斜齿圆柱式传动；汽车发动机纵置时，采用锥齿轮式即螺旋锥齿轮式或双曲面齿轮式传动。而本毕业设计的研究对象是一款发动机纵置的轿车，整车重量较小，发动机输出功率也不大。主减速器的齿轮选用螺旋锥齿轮形
17、式（如图所示）。该种传动方式下，主、从动齿轮的中心轴线相互垂直，且如图所示，两锥面顶点交于一点。然而齿轮轮齿端面很容易重叠，往往都有 2 个以上的轮齿啮合在一起，所能承受的运动负荷较大，工作较为平稳，噪声和振动小。（2）主减速器结构形式当今的汽车行业，汽车车型是各种各样，变化也很快，加之不同的车型也会有不一样的使用要求，这就导致汽车主减速的结构形式相应的也是多种多样。主减速器以齿轮副数目为依据一般可以分为单级主减速器和双级主减速器。单级主减速器有结构简单、质量较小、使用方便、维护容易、造价较低等优点，但主传动比一般小于等于，不能太大。主传动比0i过大会导致从动齿轮的一些尺寸增大比如齿轮直径，则
18、汽车平顺性及通过性变差， 加工工艺以及热处理也会更为复杂麻烦。而这次设计对象是轿车，主传动比0i一般为 3。精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 8 页，共 43 页 - - - - - - - - - - 轿车主减速器基本参数的选择与计算轿车主减速器传动比0i的确定一般而言，主减速器的结构形式、设计尺寸、质量大小及工作状况等会随主减速器传动比的变化而变化。同时汽车主减速器传动比的选择，应该考虑汽车各传动部件的工作状况以及整个传动系的总传动比，总传动比会影响到汽车的安全性、舒适性、动力性、经济性
19、等，因此得充分考虑汽车的动力性再加以计算主减速器传动比。在这里，需依据相关资料文献进行整合优化设计，根据相关最佳燃油经济性图和动力性曲线图，对发动机排量参数、变速器的传动比及主减速器传动比进行最优选取。一般情况下，根据主减速器传动比常用计算方法，给定了发动机最大功率maxeP时，所选择的主减速比应保证有足够大的最高车速maxaU，此时：0iLBFHghapriiiunrmax377.0=21.48.02206000327.0377.0式中：rr车轮滚动半径，由表得rr =pn发动机最大功率时转速，由表得pn=6000r/minmaxaU最高车速，由表得maxaU=220km/hghi变速器最高
20、挡传动比，ghi=5gi=FHi分动器或加力器最高挡传动比，取FHi=1LBi轮边减速器传动比，LBi=1一般而言，由上式所求得的0i值需跟同类汽车的主减速器传动比进行一定的比较，同时要考虑主减速器主、从动齿轮可能的齿数，然后对所求得0i值进行检验优化后再确定下来。主减速器计算载荷的确定主减速器齿轮的计算载荷是设计主减速器的另一项重要的原始参数。汽车行驶时，发动机及各传动部件间的工作状况是存在差异的，而且往往工作得不够稳定，综合多方面想准确计算出主减速器齿轮计算载荷的可能性不大。因此通常用以下三种计算方法来求得主减速器从动齿轮的计算载荷。（1）按驱动轮打滑时的转矩确定从动锥齿轮的计算转矩csT
21、mNmNirmGTmmrcs72.344095.01327.085.02.18.91000,22式中：汽车在满载状态下驱动桥上的静载荷，本设计中前桥为驱动桥，=9800N汽车达到最大加速度时后轴负荷转移系数，取轮胎与路面的附着系数，取精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 9 页，共 43 页 - - - - - - - - - - mi从主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，取m从主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，取（2）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ceTmax10d
22、efceK Tki i iTn=mNmN32.635819.021.494. 146. 312501式中：ceT计算转矩，单位mNdK猛接汽车离合器时所产生的动载系数，取dK=，maxeT发动机最大转矩，由表得maxeT=250N m K液力变矩器的变矩系数，取K=1i变速器一档传动比，1i=fi分动器传动比，fi=2i=0i主减速比，0i=从发动机到万向节传动轴之间的传动效率，取=n与fi选取见下表。表 n 与 if选取表车型高档传动比fgi与抵挡传动比fdi的关系fin44fgifdi/2fgi1fgifdi/2fgi2fgifdi/2fdi3由表中所示，n的取值为 1, fi取（3）按汽
23、车日常行驶的平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cfTmNmNfffnirGTiHRmmacf79.114808.008.0012.0195.01327.08.91980式中：汽车满载时总重量，=1980=19404N ；所牵引挂车满载时总重量，此处无牵引车，故取0道路滚动阻力系数，轿车可取，取汽车正常行驶时平均爬坡能力系数，取if汽车的性能系数，取mi，m，见上式的说明由前两种情况（ 1） ， （2）所得的计算转矩一般指的是从动锥齿轮的最大转矩，与情况精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 10 页
24、，共 43 页 - - - - - - - - - - （3）所求得的日常行驶平均转矩区别较大。当计算从动锥齿轮最大应力cT时，计算转矩取前面情况 （1） ， （2）中的较小值 , 即csceCTTT,min；当计算从动锥齿轮的疲劳寿命时，cT 一般取cfT 。主减速器主动锥齿轮的计算转矩为GocziTT式中：zT 主动锥齿轮计算转矩，单位为Nm主、从动锥齿轮间的传动效率，取当计算锥齿轮最大应力时，取计算转矩zT =m ；当计算锥齿轮疲劳寿命时，取计算转矩zT=m 。主减速器锥齿轮基本参数的选择主减速器锥齿轮的基本参数包括锥齿轮齿面宽、分度圆直径、法向压力角、齿轮齿数、螺旋角、法向端面模数等。
25、（1)一般为了工作稳定以及啮合容易，主、从动锥齿轮齿数Z1和 Z2不会有公约数，且两齿数总和不会超过50，同时还需考虑齿轮工作时发出的噪声、齿轮各项强度等因数。当然，对于不同的主传动比，Z1和 Z2应有适宜的搭配，当i0较小( 如 i0=5) 时，Z1可取为712，综合考虑，取 Z1=9，Z2=iZ1=9=，Z2取 38。（2）对于单级主减速器及其相关组成部件来讲，增大分度圆直径尺寸2d 会影响汽车多项几何参数，比如驱动桥壳的高度尺寸或者说是离地间隙等，则会进一步影响到汽车通过性、安全性等相关指标，而减小分度圆直径2d 却会影响到主动齿轮上轴承的放置、跨置式支承效果以及差速器的安装等。2d 初
26、选，有2d =mmmmTKcd21272.344014332式中：2d 从动锥齿轮大端分度圆直径，单位为mm2dK直径系数，一般为，取2dK=14cT 从动锥齿轮计算转矩，csceCTTT,min=m齿轮法向端面模数tm 由下列公式计算得tm =d2/Z2=212/38mm=同时，tm 还应满足：mmmmTKmcmt04. 653.472.34404.03.033则初选的齿轮法向端面模数tm =满足条件，由相关表格取标准模数tm =6mm则2d =638mm=228mm精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - -
27、 - -第 11 页，共 43 页 - - - - - - - - - - 式中：cT 从动锥齿轮计算转矩，cT =mmK齿轮模数系数，取（3）根据加工的难易度、材料的选取、轮齿应力强度、工作状态及载荷和使用情况等综合考虑，从动锥齿轮齿面宽b2 A2=（A2为节锥距），但一般也有 b2= d2=212mm= 33mm 。b1通常比 b2大 10，b1=b2=36mm 。（4）一般情况下，不作特殊说明，所谓的螺旋角默认为齿宽中点处的螺旋角 ( 中心螺旋角 ) ，而齿轮工作载荷、运行状态、啮合状态即重合度、齿轮轴向力大小等均会随着螺旋角的变化而变化，综合各方面考虑，取=36。（5）虽然锥齿轮的螺旋
28、方向与工作时受力情况及运行平稳等关系不大，但得注意主从动锥齿轮的旋向是相反的，建模时得特别注意区别，当需要计算相关受力情况时，可借助旋向与相关法则判断出轴向力方向。本设计假设主动锥齿轮左旋，从动锥齿轮右旋。（6）压力角大小与轮齿强度等有关，压力角大一点也可以延长齿轮疲劳寿命，同时也与齿轮啮合状况密切相关，自然也会影响整个减速器的工作平稳性、安全性等，综合多方面考虑，这里选用16。主减速器锥齿轮主要几何参数的计算相关主要的几何尺寸参数见下表表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11Z9小齿轮齿数22Z38大齿轮齿数3tm6mm模数42b33mm大齿轮齿面宽51b36mm小齿轮齿面宽
29、616压力角71gthH m齿工作高gh,1H查相关表取82thH m齿全高h,2H查相关表取990轴交角精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 12 页，共 43 页 - - - - - - - - - - 1011tdm Z54mm小齿轮分度圆直径1122Zmdt228mm大齿轮分度圆直径12112arctanZZ小齿轮节锥角132190大齿轮节锥角140112sinAd节锥距153.1416ttm周节162athK m大齿轮齿顶高2h,aK查相关表取1712ghhh小齿轮齿顶高1h1811h
30、hh小齿轮齿根高1922hhh大齿轮齿根高20ghhc径向间隙21110arctanhAo小齿轮齿根角22220arctan hA大齿轮齿根角231101小齿轮面锥角242202大齿轮面锥角25111R小齿轮根锥角26222R大齿轮根锥角27011112cosddh小齿轮外缘直径28022222cosddh大齿轮外缘直径2920111sin2dh小齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离3010222sin2dh大齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 13 页，共 43 页 - -
31、- - - - - - - - 312KtsS m大齿轮理论齿厚2s，KS查表取3212sts小齿轮理论齿厚3336螺旋角表 锥齿轮的大齿轮理论齿厚KS轿车主减速器螺旋锥齿轮强度计算主减速器锥齿轮基本参数选择完成，主减速器锥齿轮几何计算结束之后，一般还需验算其强度，才能确保锥齿轮有足够疲劳寿命，从而能安全可靠地工作。其实，强度计算出的结果也能为前期的开发设计以及后期验证提供一定的参考，一般的机械结构尤其是这种工作极为频繁的零部件，光设计出相关尺寸就去选定好一定材料并不那么可靠，只有经过强度计算才能更好的去加以把握，也有利于后期的有限元结构分析。而汽车上各部位的齿轮正常工作时会受到各种载荷，而汽
32、车驱动桥所承受的一般都是交替变化的载荷，具体变化形式较为复杂，这里不加以深入研究。主减速器齿轮的损坏形式主要是齿轮齿面疲劳磨损。主减速器齿轮的疲劳寿命主要与平均计算转矩有关，下面用常用的三种强度计算方法进行验算。（1）单位齿长上的圆周力在汽车工业中， 主减速器锥齿轮的表面耐磨性常常用轮齿上的单位齿长圆周力来估算，即：2bFp式中：p轮齿上单位齿长圆周力，单位为N/mmF作用在轮齿上的圆周力，单位为N2b从动齿轮的齿面宽，2b=33mm 圆周力F有如下两种计算方法也是最常用的两种方法，换句话说单位齿长圆周力有两种计算方法。大致如下：1）按发动机最大转矩计算3max12102egTipdbNN48
33、.104833251046.32503式中：gi变速器传动比，常取一档传动比，取gi=Z1精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 14 页，共 43 页 - - - - - - - - - - 1d主动锥齿轮分度圆直径，1d=50mm2）按最大附着力矩计算：3222102rGrpdbNN06.7243311410327.085.098003式中：汽车满载状态一个驱动桥上的静载荷，=9800N2d从动锥齿轮分度圆直径，2d=228mm轮胎与地面的附着系数，取下表给出许用单位齿常的圆周力，可以根据所求
34、得的结果与表里所给的许用值进行比较，从而能够大致判断前面所设计的各项尺寸能否符合相关受力及强度要求。若符合要求自然更好，不符合给定值则需进一步审核，并需充分结合各项指标，准确分析，不断考虑合理性，从而更好地设计出所需产品。表 许用单位齿长上的圆周力随着工业技术的发展与进步，现代汽车设计生产中，材料各项性能的提高以及加工工艺的不断改进， 单位齿长上的圆周力常高出表中所列值的20% 30% 。故上述两种计算方法所求的结果均符合当代技术的要求。（2）轮齿弯曲强度计算螺旋锥齿轮轮齿齿根弯曲应力的表达式为30102WtvmscwbdJmkkkkT式中：w弯曲应力，单位为MPacT齿轮计算转矩0K 齿根弯
35、曲强度和齿面接触强度的过载系数，取0K = 1.0sK 齿根弯曲强度和齿面接触强度的尺寸系数，当1.6m时，425.4smK，在此69.04.2564sKmK齿面载荷分配系数，悬臂式，mK =，取K 质量系数，取=1.0Ktm端面模数，tm=6J轮齿弯曲应力的综合系数。取小齿轮的J=，大齿轮J=代入公式，计算得：精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 15 页，共 43 页 - - - - - - - - - - MPaMPaMPaw70088.64531025.05436611.169.0179
36、.114821MPaMPaMPaw70012.4023102.022833611.169.0172.344022所以所设计的主减速器齿轮弯曲强度是足够的，满足要求。（3）轮齿表面接触强度计算锥齿轮轮齿齿面接触应力为301102jvfmszpjJbkkkkkTDC式中:锥齿轮轮齿的齿面接触应力，单位为MPa 1d主动锥齿轮大端分度圆直径, 1d=50mm b1b和1b中较小值 , b=33mmsK 尺寸系数，同上取齿面品质系数，取 = pC综合弹性系数，取pC= 0K , mK, K 与（2）中取值相同jJ齿面接触强度的综合系数，根据课本中的图取jJ=由于主、从动齿轮相关尺寸相当，所以都能不大于
37、接触强度许用值，满足要求。（4）螺旋锥齿轮材料的选取汽车主减速器在正常工作时工作状况比较复杂，工作频率也较高，因此主减速器锥齿轮与其他部位的齿轮或者传动部件相比较，工作时间长、承受载荷多而复杂、各部分对其冲击大，其损坏形式主要有齿面磨损擦伤、齿根折断等。随着化工及材料生产等技术的发展，目前汽车主减速器用的螺旋锥齿轮、双曲面锥齿轮都是采用合金钢材料，并且是渗碳合金钢。一般需对由渗碳合金钢制造出的齿轮进行渗碳、回火等处理，使轮齿表面硬度应达到5864HRC ，而轮齿内部硬度可以稍微低一点，一般达到 3245HRC 即可。渗碳合金钢的优点是表面含碳量高、表面硬、耐磨性和抗压性高， 芯部较软、 韧性好
38、、耐冲击，其锻造及切削性能都较好，且生产效率高、节约材料，但齿形精度差。精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 16 页，共 43 页 - - - - - - - - - - 3 差速器的设计差速器概述汽车直线行驶或转向行驶时，左右车轮滚动速度往往是不相等的。左右车轮的载荷往往不一样、两轮胎内的气压也有所差异、轮胎胎面与路面的摩擦不均匀等造成了左右车轮滚动半径不等；而且一般情况下左右两车轮所接触的路面状况也不一样，左右车轮受到的行驶阻力不等。这样的话，无论怎么行驶两车轮都不会完全同步，均会导致车轮
39、的侧滑、滑移、滑转等，汽车行驶的安全性、稳定性也会因此受到较大影响，转向不易、乘坐不舒适、燃油消耗增大等一系列问题都会衍生出来。因此，需要安装差速器来改善以上出现的种种情况。差速器按其结构特征分类一般可分为对称锥齿轮式、滑块凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等几种形式。差速器的工作原理差速器主要由行星齿轮、行星齿轮轴、半轴齿轮和差速器壳体等组成，如图。图 对称式锥齿轮差速器结构图差速器是汽车正常行驶尤其转弯行驶时所必不可少的部件，也是驱动桥的主要构成部件。发动机的动力传出来之后，经变速器等传入主减速器后，直接驱动差速器壳。差速器壳再将动力传递到行星齿轮，由行星齿轮带动左、右半轴齿轮，进而驱动左右车轮
40、。无论什么工况，一般而言，左、右半轴的转速之和应等于差速器壳转速的两倍。当汽车直线行驶时，左右半轴齿轮、行星齿轮以及驱动车轮三者的转速是相同的。当汽车转弯行驶时，由于汽车驱动车轮受力情况发生变化，会传递到左右半轴上， 会破坏了差速器之前的平衡，转速将因此重新分配，内侧车轮转速会减小，外侧车轮转速增加，一段时间后将重新达到平衡状态，即成功完成转弯动作。差速器的结构形式选择汽车上常采用的差速器一般是锥齿轮式差速器，该种差速器结构明确、构造简单、容易大规律生产、质量尺寸较小、工作稳定可靠，因此应用广泛。对称锥齿轮式差速器一般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。普通锥齿轮式差速
41、器又分为圆锥齿轮式和圆柱齿轮式两种，一般情况下，由于锥齿轮各方面性能较好，运行更稳定，汽车上的差速器广泛采用圆锥齿轮。查阅汽车构造、底盘设计等文献资料，经多方面考虑，本设计中的差速器结构形式选择对称式圆锥行星齿轮差速器。基本结构如上图所示，工作示意图见下图。精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 17 页，共 43 页 - - - - - - - - - - 图 普通锥齿轮式差速器示意图如图所示，主减速器上的从动锥齿轮与差速器壳相连，两者将会同时转动。在差速器组成上可以看出，差速器壳以及与其共同运
42、动的行星齿轮轴是主动件，半轴齿轮以及半轴为从动件，半轴之后将会带动车轮转动，完成动力传递。由图易知，行星齿轮既可以只绕着行星轴转动也可随着转弯等工况下绕着差速器壳中心轴线转动，即分为自转和公转。显然，自转时，左右半轴转速相同，对应于直线行驶工况；公转说明左右半轴转速存在差异，即是对应于转弯工况，实现差速。无论什么行驶工况，左右半轴的转动角速度之和均等于差速器壳转动角速度的两倍即1+ 2=20若将角速度转化成转速n表示，则0212nnn普通锥齿轮差速器齿轮设计差速器齿轮主要参数的选择差速器齿轮基本参数主要有行星齿轮数、行星齿轮球面半径、行星齿轮齿数、半轴齿轮齿数以及节锥角、模数、压力角等。（1）
43、一般根据汽车所受载荷状况来选择行星齿轮数n，承载的载荷不大时 n 可取两个，承载较大的情况下便需取四个， 常用于载货汽车或越野汽车。 由于本设计对象为普通轿车，则取 n=2。（2）行星齿轮背面的球面半径bR其实就是行星齿轮安装时的极限尺寸，某种意义上讲就是节锥距，这个尺寸与后期的建模装配有紧密联系，差速器的强度及承载能力有的时候也可以用该尺寸来衡量。根据各文献中的经验公式确定：mmmmTKRdbb78.4372.34409.233式中:bR球面半径，单位为mmbK行星齿轮球面半径系数，bK=，取bK=dT计算转矩，cscedTTT,min=mbR确定后，可预选行星齿轮节锥距：精品资料 - -
44、- 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 18 页，共 43 页 - - - - - - - - - - 0A=bR=取0A=43mm（3）当齿数较少时，可以使得齿轮模数较大，有利于提高轮齿强度以及增加工作稳定性，但一般不少于10。此设计中行星齿轮的齿数选择11，半轴齿数选择 20。所选的半轴齿轮的齿数在 1425 之间且半轴齿轮与行星齿轮的齿数比2Z/1Z常在范围内，显然所选的行星齿数和半轴齿数能够符合相关要求。（4）先根据相关公式求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角1、2：81.28)/arctan(211zz19.6
45、1)/arctan(122zz再根据下式初步求出圆锥齿轮大端模数，即：76.3sin2sin2220110zAzAm圆整后取标准模数4m。选定标准模数后，分度圆直径d即可由下式求得：mmmmmzd44114行星齿轮的分度圆直径11mmmmmzd80204半轴齿轮的分度圆直径22（5）压力角的大小往往与轮齿齿高系数间有联系，以前的汽车差速器齿轮一般选用20o 压力角，相对应的齿高系数一般为，所选用齿轮的最少齿数应该是13。然而随着汽车设计加工技术的不断发展与完善以及相关性能的要求，目前汽车上差速器齿轮大都选用22o 30的压力角，对应的齿高系数可减小至，此时齿轮的最少齿数可减至11 左右。（6）
46、行星齿轮轴直径d（mm ）为：30101.1cdTdnrmmmmmm2233.22322981.11072.34403式中：0T 差速器传递的转矩，取mn行星齿轮数目，n=2 dr行星齿轮支承面中点处到锥顶的距离，mmddrd324.05.022c支承面许用挤压应力，取98MPa行星齿轮在轴上的支承长度L为：L=22mm=取L=24mm差速器齿轮主要几何参数的计算主要的几何尺寸参数见下表表 半轴、行星齿轮主要参数精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 19 页，共 43 页 - - - - - -
47、 - - - - 序号计算公式数值注释11Z11行星齿轮齿数22Z20半轴齿轮齿数3m4mm模数4b2=A0，210bm14mm齿面宽51.6ghm齿工作高616压力角71.7880.051hm齿全高990轴交角1011dmz44mm行星齿轮分度圆直径1122dmz80mm半轴齿轮分度圆直径12112arctanZZ行星齿轮节锥角132190半轴齿轮节锥角140112sinAd节锥距153.1416tm周节1622210.3700.430hmzz半轴齿轮齿顶高1712ghhh行星齿轮齿顶高18111.788hmh行星齿轮齿根高19221.788hmh半轴齿轮齿根高200.1880.051gch
48、hm径向间隙精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 20 页，共 43 页 - - - - - - - - - - 21110arctanhAo行星齿轮齿根角22220arctan hA半轴齿轮齿根角231101行星齿轮面锥角242202半轴齿轮面锥角25111R行星齿轮根锥角26222R半轴齿轮根锥角27011112cosddh行星齿轮外缘直径28022222cosddh半轴齿轮外缘直径2920111sin2dh外缘距离行星齿轮节锥点至齿轮3010222sin2dh外缘距离半轴齿轮节锥点至齿轮普
49、通锥齿轮式差速器齿轮强度计算差速器锥齿轮相比普通直齿齿轮结构及尺寸比较复杂，相关部件的安置及优化往往会限制到齿轮的尺寸，锥齿轮所受载荷也比较大且复杂。同时，差速器锥齿轮的轮齿并不是时刻都在啮合，一般只有汽车转弯行驶或者由于车轮打滑等引起的滑转时，锥齿轮才处于相对啮合状态，起到真正的差速作用。为了提高轮齿的可靠性，一般还要对差速器锥齿轮进行弯曲强度计算。轮齿弯曲应力为 :式中：n行星齿轮数，取n=2J综合系数，取J=2b半轴齿轮齿宽，2b=14mm2d半轴齿轮大端的分度圆直径，2d=80mmcT半轴齿轮计算转矩，cT=Nm1032.22=/6.00nTsk、mk、vk按照主减速器齿轮强度计算时所
50、选用的系数值, 即尺寸系数sk=, 齿面载荷分配系数mk=, 质量系数vk=MPaMPaJndmbkkkTvmscw81.8282211.0801441101.169.022.103221023322精品资料 - - - 欢迎下载 - - - - - - - - - - - 欢迎下载 名师归纳 - - - - - - - - - -第 21 页，共 43 页 - - - - - - - - - - 而根据相关文献，差速器齿轮的许用弯曲应力为w=980MPa,而由上式求出的强度值小于许用值，即满足要求。生产制造汽车差速器齿轮的材料与主减速器齿轮一样，基本上都是渗碳合金钢材料，该种材料能使齿轮具有