1、 設計題目：差速器設計及驅動半軸設計目 錄1 基本數據 32 普通圓錐齒輪差速器設計32.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 32.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構42.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計和計算42.3.1 差速器齒輪的基本參數的選擇42.3.2 差速器齒輪的幾何計算72.3.3 差速器齒輪的強度計算92.3.4差速器齒輪的材料103 驅動半軸的設計103.1 結構形式分析103.2 半浮式半軸桿部半徑的確定103.3 半軸花鍵的強度計算123.4 半軸其他主要參數的選擇123.5半軸的結構設計及材料與熱處理134.參考文獻13差速器設計及驅動半軸設計1. 所設計車輛基本

2、參數參數名稱數值單位車輛前后軸距2620mm前輪距1455mm后輪距1430mm總質量2100Kg最大功率76.0Kw最大扭矩158Nm最高車速140Km/h2. 普通圓錐齒輪差速器設計汽車在行駛過程中，左右車輪在同一時間內所滾過的路程往往不等。例如，在轉彎時內外兩側車輪行程顯然不同，即外側的車輪滾過的路程大于內側車輪；汽車在不平的路面上行駛，由于輪胎氣壓，輪胎負荷，胎面磨損程度不同以及制造誤差等影響，也會引起左右車輪因滾動半徑的不同而使左右車輪行程不等。如果驅動橋的左右車輪剛性連接，則行駛時不可避免的會產生驅動輪在路面上的滑移或滑轉。這不僅會加劇輪胎磨損與功率和燃料的消耗，而且可能導致操縱性

3、能惡化。為防止這類現象發生，汽車在左右驅動輪間裝有輪間差速器，從而保證驅動橋兩側車輪在行程不等的情況下具有不同角速度，滿足了汽車行駛時的運動要求。 差速器用來在兩軸之間分配轉矩，保證兩輸出軸有可能以不同角速度轉動。差速器有多種形式，在此設計普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。2.1對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理圖2-1 差速器差速原理 如圖2-1所示，對稱式錐齒輪差速器是一種行星齒輪機構。差速器殼3與行星齒輪軸5連成一體，形成行星架。因為它又與主減速器從動齒輪6固連在一起，固為主動件，設其角速度為；半軸齒輪1和2為從動件，其角速度為和。A、B兩點分別為行星齒輪4與半軸齒輪1和2的嚙合點。行星齒輪

4、的中心點為C，A、B、C三點到差速器旋轉軸線的距離均為。 當行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉軸線公轉時，顯然，處在同一半徑上的A、B、C三點的圓周速度都相等（圖2-1），其值為。于是=，即差速器不起差速作用，而半軸角速度等于差速器殼3的角速度。當行星齒輪4除公轉外，還繞本身的軸5以角速度自轉時（圖），嚙合點A的圓周速度為=+，嚙合點B的圓周速度為=-。于是+=（+）+(-) 即+ =2 （2-1）若角速度以每分鐘轉數表示，則 （2-2）式（2-2）為兩半軸齒輪直徑相等的對稱式圓錐齒輪差速器的運動特征方程式，它表明左右兩側半軸齒輪的轉速之和等于差速器殼轉速的兩倍，而與行星齒輪轉速無關。因此在汽

5、車轉彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應轉速自轉，使兩側驅動車輪以不同轉速在地面上滾動而無滑動。有式(2-2）還可以得知：當任何一側半軸齒輪的轉速為零時，另一側半軸齒輪的轉速為差速器殼轉速的兩倍；當差速器殼的轉速為零（例如中央制動器制動傳動軸時），若一側半軸齒輪受其它外來力矩而轉動，則另一側半軸齒輪即以相同的轉速反向轉動。2.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構普通的對稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪，四個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成。由于其具有結構簡單、工作平穩、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優點，故廣泛用于各類車輛上。2.3 對稱式圓錐行

6、星齒輪差速器的設計和計算由于在差速器殼上裝著主減速器從動齒輪，所以在確定主減速器從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器的輪廓尺寸也受到主減速器從動齒輪軸承支承座及主動齒輪導向軸承座的限制。2.3.1 差速器齒輪的基本參數的選擇(1).行星齒輪數目的選擇 載貨汽車采用2個行星齒輪。(2).行星齒輪球面半徑的確定 圓錐行星齒輪差速器的結構尺寸，通常取決于行星齒輪的背面的球面半徑，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代表了差速器圓錐齒輪的節錐距，因此在一定程度上也表征了差速器的強度。 球面半徑可按如下的經驗公式確定：mm (2-3) 式中：行星齒輪球面半徑系數，可取2.522.99，對于有2個行星齒

7、輪的載貨汽車取小值； T計算轉矩，取和的較小值，Nm.計算轉矩的計算 （2-4） 式中車輪的滾動半徑，變速器量高檔傳動比。根據所選定的主減速比值，就可基本上確定主減速器的減速型式（單級、雙級等以及是否需要輪邊減速器），并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應。把, , , 代入（2-4）計算出從動錐齒輪計算轉矩 （2-5） 式中：計算轉矩，Nm；發動機最大轉矩；n計算驅動橋數，1；變速器傳動比，；主減速器傳動比，=5.91；變速器傳動效率，=0.96；k液力變矩器變矩系數，K=1；由于猛接離合器而產生的動載系數，=1；變速器最低擋傳動比，=1；代入式（2-5），有： =3320.4 Nm主動錐

8、齒輪計算轉矩T=896.4Nm根據上式=2.7=40mm 所以預選其節錐距=40mm(3).行星齒輪與半軸齒輪的選擇為了獲得較大的模數從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數盡量少。但一般不少于10。半軸齒輪的齒數采用1425，大多數汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數比/在1.52.0的范圍內。 差速器的各個行星齒輪與兩個半軸齒輪是同時嚙合的，因此，在確定這兩種齒輪齒數時，應考慮它們之間的裝配關系，在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左右兩半軸齒輪的齒數，之和必須能被行星齒輪的數目所整除，以便行星齒輪能均勻地分布于半軸齒輪的軸線周圍，否則，差速器將無法安裝，即應滿足的安裝條件為： (2-6) 式中：，

9、左右半軸齒輪的齒數，對于對稱式圓錐齒輪差速器來說= 行星齒輪數目； 任意整數。在此， 滿足以上要求。(4).差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節圓直徑的初步確定 首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節錐角， 再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數m 查閱文獻取m=4mm得 (5).壓力角目前，汽車差速器的齒輪大都采用22.5的壓力角，齒高系數為0.8。最小齒數可減少到10，并且在小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的條件下，還可以由切向修正加大半軸齒輪的齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。由于這種齒形的最小齒數比壓力角為20的少，故可以用較大的模數以提高輪齒的強度。在此選22.5的壓力角。(6). 行星齒

10、輪安裝孔的直徑及其深度L行星齒輪的安裝孔的直徑與行星齒輪軸的名義尺寸相同，而行星齒輪的安裝孔的深度就是行星齒輪在其軸上的支承長度，通常取： 所以 式中：差速器傳遞的轉矩，Nm；在此取3320.4Nm 行星齒輪的數目；在此為4 行星齒輪支承面中點至錐頂的距離，mm， 0.5d，為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而0.8； 支承面的許用擠壓應力，在此取69 MPa根據上式 =0.8*80=64mm =0.564=32mm 2.3.2 差速器齒輪的幾何計算表3-1汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算用表序號項目計算公式計算結果1行星齒輪齒數10，應盡量取最小值=122半軸齒輪齒數=1425，且需滿足式（1

11、-4）=203模數=4mm4齒面寬b=(0.250.30)A;b10m20mm5工作齒高=6.4mm6全齒高7.2037壓力角22.58軸交角=90909節圓直徑； 10節錐角，=30.96，11節錐距=40mm12周節=3.1416=12.56mm13齒頂高;=4.14mm=2.25mm14齒根高=1.788-;=1.788-=3.012mm;=4.9mm15徑向間隙=-=0.188+0.051=0.803mm16齒根角=;=4.32; =6.9817面錐角；=35.28=66.0118根錐角；=26.64=52.0519外圓直徑；mmmm20節圓頂點至齒輪外緣距離mmmm21理論弧齒厚 =

12、5.92 mm=6.63 mm22齒側間隙=0.2450.330 mm=0.250mm2.3.3 差速器齒輪的強度計算差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經常處于嚙合狀態，只有當汽車轉彎或左右輪行駛不同的路程時，或一側車輪打滑而滑轉時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度校核。輪齒彎曲強度為 MPa (3-6) 式中：差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉矩，其計算式 在此為498.06Nm； 差速器的行星齒輪數； 半軸齒輪齒數； 尺寸系數，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關，當時，在此0.629載荷分配系數，當兩個

13、齒輪均用騎馬式支承型式時，1.001.1；其他方式支承時取1.101.25。支承剛度大時取最小值。質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節及徑向跳動精度高時，可取1.0; 計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數，由圖可查得=0.225彎曲計算用綜合系數根據上式=478.6MPa980 MPa所以，差速器齒輪滿足彎曲強度要求。此節內容圖表參考了著作文獻1中差速器設計一節。2.3.4差速器齒輪的材料差速器齒輪和主減速器齒輪一樣，基本上都是用滲碳合金鋼制造，目前用于制造差速器錐齒輪的材料為20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齒輪輪齒要求的精度較低

14、，所以精鍛差速器齒輪工藝已被廣泛應用。3. 驅動半軸的設計 驅動半軸位于傳動系的末端，其基本功用是接受從差速器傳來的轉矩并將其傳給車輪。對于非斷開式驅動橋，車輪傳動裝置的主要零件為半軸；對于斷開式驅動橋和轉向驅動橋，車輪傳動裝置為萬向傳動裝置。3.1結構形式分析 根據課題要求確定半軸采用半浮式半軸結構，具體結構采用以突緣直接與車輪輪盤及制動鼓相聯接 。 3.2 半浮式半軸桿部半徑的確定半軸的主要尺寸是它的直徑，設計與計算時首先應合理地確定其計算載荷。半軸的計算應考慮到以下三種可能的載荷工況：（1）縱向力X2最大時(X2Z2)，附著系數預取0.8，沒有側向力作用；（2）側向力Y2最大時，其最大值

15、發生于側滑時，為Z2中，側滑時輪胎與地面的側向附著系數，在計算中取1.0，沒有縱向力作用；（3）垂向力Z2最大時，這發生在汽車以可能的高速通過不平路面時，其值為(Z2-gw)kd，kd是動載荷系數，這時沒有縱向力和側向力的作用。 由于車輪承受的縱向力、側向力值的大小受車輪與地面最大附著力的限制，即故縱向力X2最大時不會有側向力作用，而側向力Y2最大時也不會有縱向力作用。 初步確定半軸直徑在0.040m 該值參考文獻2半浮式半軸設計應考慮如下三種載荷工況：（1）縱向力最大，側向力為0：此時垂向力，取10500N縱向力最大值，計算時可取12，取08。得=6300N =5040N 半軸彎曲應力，和扭

16、轉切應力為 式中，a為輪轂支承軸承到車輪中心平面之間的距離，a取0.06m=77.08Mpa =199.63Mpa 合成應力=406Mpa(2)側向力最大，縱向力=0，此時意味著發生側滑：外輪上的垂直反力。和內輪上的垂直反力分別為 式中，為汽車質心高度參考一般計算方法取738.56mm；為輪距 =1430m為側滑附著系數，計算時可取1.0。外輪上側向力和內輪上側向力分別為 內、外車輪上的總側向力為。這樣，外輪半軸的彎曲應力和內輪半軸的彎曲應力分別為= 565.1mpa =666.4 mpa (3)汽車通過不平路面，垂向力最大，縱向力，側向力：此時垂直力最大值為： 式中，是為動載系數，轎車：，貨

17、車：，越野車：。半軸彎曲應力，為=87.7mpa 故校核半徑取0.040m滿足合成應力在600mpa -750mpa范圍3.3 半軸花鍵的強度計算在計算半軸在承受最大轉矩時還應該校核其花鍵的剪切應力和擠壓應力。半軸花鍵的剪切應力為 （3-1）半軸花鍵的擠壓應力為 （3-1）式中T半軸承受的最大轉矩，T=3320.4Nm；半軸花鍵(軸)外徑，=44mm；相配的花鍵孔內徑，=40mm；z花鍵齒數，在此取20；Lp花鍵工作長度，Lp=55mm；b花鍵齒寬，b=3.75 mm；載荷分布的不均勻系數，取0.75。 將數據帶入式（3-1）、（3-2）得：=51.1Mpa =95.8 MPa根據要求當傳遞的

18、轉矩最大時，半軸花鍵的切應力不應超過71.05 MPa，擠壓應力不應超過196 MPa，以上計算均滿足要求。 上述花鍵部分主要參考著作圖書文獻3表4-33.4 半軸其他主要參數的選擇花鍵參數：齒數：20齒， 模數：1.5, 油封外圓直徑：60,65半軸長度：744.5 法蘭參數：5-16.2B10,分布圓120十孔位置度0.2 3. 5半軸的結構設計及材料與熱處理為了使半軸的花鍵內徑不小于其桿部直徑，常常將加工花鍵的端部做得粗些，并適當地減小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數必須相應地增加，通常取10齒(轎車半軸)至18齒(載貨汽車半軸)。半軸的破壞形式多為扭轉疲勞破壞，因此在結構設計上應盡量增大各過渡部分的圓角半徑以減小應力集中。重