毕业设计（论文）-杰德轿车驱动桥设计.docx

毕业设计（论文）杰德轿车驱动桥设计学院（系）：_专业班级：_学生姓名：_指导教师:摘要驱动桥当车辆在行驶时不仅要承载它的满载簧上荷重，还要负担从地面传递而来的铅锤力等，这些力一般通过车轮以及悬架等结构到桥身。而且驱动桥不同于普通车桥的地方便在于它的所处位置是直接与动力输出所关联，所以它需要为其传递转矩，这是传动系中的最大转矩。本文通过对以往的驱动桥设计资料进行观阅和反思后，结合自己的杰德轿车的相关参数进行了比较合理的参数和结构设计，我在查阅资料的过程中反复思考杰德轿车的前桥的运作机理，并且平时对街头的车样进行查看，在学习实车的驱动桥布置以及架构的同时，思考我单独进行驱动桥的设计时。是否能够遵循设计的要求流程，是否能够完成它该有的功能，并在完成功能的同时考虑到零件的三化。这其中的关键便在于主减速器以及差速器的设计与搭配之上，作为驱动桥的灵魂部件，这两个结构的参数决定了整个驱动桥的尺寸和位置。因而在这两个结构的参数计算过程中，我严格查阅相关资料和参考导师的意见，进行多次修改来完成它的结构设计，并对它进行参数化建模。并且在这两个结构的基础上对其他组合部件进行设计以及建模，最后得到一个完整的驱动桥的模型，后续的CAD图也严格依照实际的三维建模而来。关键词：汽车承载驱动桥主减速器差速器AbstractThedriveaxleisoneofthefourmorassembliesofthecar.Ithasalotofpartsandacomplicatedstructure,anditsperformancewilldirectlyaffecttheperformanceofthewholevehicle.Inthecar,thedriveaxlenotonlyhastobeartheloadonthefullloadspringofthecar,butalsobearstheplumbforceandlongitudinalforcegeneratedbythewheelthroughthewheel,theframeortheload-bearingbodythroughthesuspension.Moreover,theconvenienceofthetransaxlefromtheconventionalaxleisthatitslocationisdirectlyrelatedtothepoweroutput,soitneedstotransmittorqueforit,whichisthemaximumtorqueinthedrivetrain.Afterreviewingandreflectingonthepastdriveaxledesigndata,thispapercombinestheparametersoftheJadesedanwithreasonableparametersandstructuraldesign.Atthesametime,IalsofoundtheexistingJeddelFstransaxle.Theprincipleofstructure,andthroughthestreetcartoviewandthink,considerhowIcancompleteareasonableanddynamic,economicalandothercanbasicallymeettherequirementsofthetransaxledesign.Thekeytothisisthedesignandmatchingofthefinaldriveandthedifferentialasthesoulpartofthedriveaxle.Theparametersofthesetwostructuresdetenninethesizeandpositionoftheentiredriveaxle.Therefore,intheparametercalculationprocessofthesetwostructures,Istrictlyconsulttherelevantmaterialsandtheopinionsofthereferenceinstructors,andcarryoutseveralmodificationstocompleteitsstructuraldesignandparametricmodeling.Keywords：automobiledrivingaxlemainreducerdifferentialhalfaxle目录第1章绪论11.1概述11.2驱动桥研究现状11.3 驱动桥设计要求11.4 驱动桥计算准备2第2章主减速器的设计42.1 驱动桥结构分析42.2 主减速器的结构和功用42.3 主减速器的类型52.4 主减速器齿轮支承形式52.5 主减速器参数设计52.5.1主减速比%计算52.5.2主减速器齿轮载荷计算62.6 主减速器齿轮82. 6.1主、从动齿轮简介83. 6.2斜齿轮设计计算84. 6.3主减速器齿轮参数表112.7 主减速器设计小结12第3章差速器设计143.1差速器结构形式选择143.2差速器齿轮设计143.2.1差速器齿轮参数153.2.2差速器齿轮校核173.2.3汽车差速器齿轮的参数表193.3 轴承选择与校核193.4 差速器设计小结22第4章驱动车轮的传动装置设计234.1 半轴的型式234.2 半轴设计234.3 半轴校核244.3.1校核工况244.3.2半浮式半轴计算载荷的确定：241. 4半轴材料274. 5半轴设计小结28第5章万向节及桥壳设计295. 1万向节结构选择295.1 万向节的材料及热处理295.2 桥壳的简介295.3 驱动桥壳的设计305.4 万向节与桥壳设计小结30结论31致谢33参考文献34第1章绪论11概述汽车驱动桥的位置决定了它的功能是传递和承载，传递由动力总成产生的转矩，承载作用在路面和车架等之间的各项力。除此之外它还有由差速器所带来的左右车轮差速功能。1.2 驱动桥研究现状随着如今各种计算机测试技术的发展和完善，在驱动桥设计过程中不再仅仅是满足于过去的手头计算，还会用到新的测试技术以及一些专用的检测及试验装备来进行相关的科学检验，从而能够从以前无法达到的角度来对产品的结构、性能等进行测试，这样就能在生产之前便完成相应的校核从而减少产品开发设计的流程周期，也更加准确。而且在电子系统日益发达的时代，驱动桥的多方面功能也能由汽车的电控系统来掌控，甚至可以在驱动桥的架构之上加入其他结构的功能，从而形成类似电路板的集成电路一样，在尽可能小的空间占用下发挥满足足够需求的作用。就如博世的新型eAxle电驱动桥便已经在一定程度上实现了将类似于传统汽车的发动机、变速箱以及差速器集成的操作，并且它并不是只能依赖电机的输出控制，它也可以为混合动力的车辆发挥作用，从而满足如今市场不明朗，多方面都需准备的灵活需求。虽然各种技术在不停改变，但是驱动桥作为传递转矩使轮胎转动的功能确实始终未变的，而现在的诸多创新也正是围绕着如何让驱动桥这一必须与车轮直接关联的部位能够发挥更大的作用，从而减少传动过程中不必要的损耗，从而可以提高传动效率，使得车辆的性能有更大的提升。1.3 驱动桥设计要求1）选择适当的主减速比，使得汽车的动力性和燃油经济性得到比较好的满足。2）轮廓尺寸尽量小。3）齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。4）在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。5）各零部件在强度高、刚性好等条件下，应当尽量达到质量小的要求，尤其在非悬挂质量方面，从而能够降低驱动桥在凹凸的道路平面上所遭受的冲击载荷，以改善汽车平顺性。6）与悬架导向机构运动协调。7）结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。1.4 驱动桥计算准备在设计的开始阶段，我通过搜集的杰德轿车的相关参数，可以进行一些车辆的固有参数，如车轮的滚动半径，汽车的整车整备质量等参数的计算。长（mm）X宽（mm）X高（mm）4667x1775x1530(mm)2760腿(mm)1534/1541整车整备质量（kg）1419最峭育直径（m）112轮胎型号传i/后）215/50R1791V(1.)50图IT杰德轿车参数由杰德车型的参数，如图IT可以得出几个对我们设计相当有用的数据,首先前轮轮距对于我们这款前置前驱的车型来说便是我们整个车桥设计的轴向尺寸所在了，而后汽车整备质量便是我们车辆空载时的大致质量，再配合资料所查相关计算方法便可以得出汽车满载质量。还有汽车轮胎的型号也是对我们计算很重要的一个信息。透过该型号，我们可以得出几个轮胎的关键性参数，从而计算出这款车轮的滚动半径首先对于汽车总质量外的计算，在众多资料中，对于一般5人座轿车普遍采用每人65依的体重以及每人IOAg的行李配置，所以可以算出：?=1420+65x5+10x5=1795/（1-1）Ga=I7959.8=17951N（1-2）接下来对于车轮滚动半径的计算也是用经过查阅资料所得出的方式来进行的，其型号含义如图1-2所示：轮胎;投重指数速度级别断面宽度(I)VriftiAtt（三）图1-2轮胎参数含义并且我们所求出的半径在本次设计中，是将静力学半径和滚动半径数值视为相同来处理的，所以可以得出：rr=0.5×(2.54×17×10+215×0.5)=323Amm我们这里取/；=0.323m来方便后续计算。第2章主减速器的设计2.1驱动桥结构分析杰德车型作为一款4x2型的中型轿车,它的发动机架构是前置前驱型的,并且轴线横置。这样的发动机架构明显可以提升厢体的容积，并且它不像纵置发动机那样在前盖中过高从而必须抬高车身高度，它在与车轮同轴线的位置直接输出动力，而不再需要再加上一根传动轴以及改变传动方向的锥齿轮来将动力跨越整个车身传递到后轮部分，因此车厢后排部中间的让乘客感到异样的“凸块”可以相较于同类放置发动机而后轮驱动的类型更小，从而舒适性也就更高了。驱动桥的功用在上述基本已经说明，在这一部分主要分清楚选用断开式还是整体式的结构，这两者的区别就如其名字一般直接，断开式驱动桥的半轴是断开式并呈多段分布的，它们之间可以作相对运动，而整体式驱动桥与它不同的是它的半轴会置于一根刚性空心梁中，这根梁会直接支撑在两个驱动车轮之上。而在本次设计中，我们需要明了的是轿车所采用的独立悬架是需要匹配断开式驱动桥的。综上所述，我们选用断开式驱动桥来满足其需求。虽然断开式驱动桥确实在结构上更加复杂，并且在桥壳的设计上会有更多的问题，但是它的优点也是不可忽视的。所谓结构决定功能，它的带有摆动式半轴的结构特点使得汽车两侧的驱动车轮可以彼此独立地相对于车架或车厢做上下摆动。而且这种结构的驱动桥能使得汽车的平顺性相应增加，对各种地形的适应能力也更强。2.2主减速器的结构和功用主减速器的结构型式的选择与齿轮关系较为密切，便如我们选择怎样的齿轮，锥齿轮还是圆柱齿轮等，都对它是有影响的。而对于齿轮的选择我们又要综合汽车多方面来考虑，便如它是前置前驱还是前置后驱，它的发动机是横置的还是竖置的，它的离地间隙是多少，它所需要的主减速比是多少等等方面都是我们需要去了解和参考的，这样设计出的主减速器才能够和发动机所直接配合起来。主减速器的功能便如其名字所说，主要为了减速，但这里的减速作用却不小，它不仅可以合理的提供给差速器乃至后面的驱动车轮合适的转速，而且能够以此改善车辆的动力性，并且可以改善汽车的经济问题。2. 3主减速器的类型依照主减速器型式的不同，驱动桥的结构形式有多种,基本的类型如下:1）中央单级减速器。此种类型就是采用单对齿轮来完成减速功能。因为乘用车普遍，0=34.5,所以我们实际的车型中采用该种减速器的是最多的。2）中央双级主减速器。与上一种主减速器相较而言，由于双级的组成比它多了一对齿轮发挥作用，所以它的结构也更复杂，并且质量也更大，一般来说不是作为常规的轿车的驱动桥选用叫3）单级（或双级）主减速器附轮边减速器。该种类型适用于主减速比相当大的驱动桥，而这种驱动桥一般用于重型汽车，比如大型工程所用的重型汽车等，这些车不需要有多快，但是它需要有足够的动力性。我们此处只需简单的圆柱齿轮便可完成上述功能要求，这是由于杰德轿车是一款前置前驱并且发动机横置的轿车，从动力传递的方向来看，变速箱所传递出来的旋转轴线方向与车轮所需旋转轴线方向相同，所以不需要用锥齿轮来改变动力传递方向，只需要简单的一对齿轮改变传动比从而能够保证车辆行驶的最高速度尽可能高。但是它的结构并不是这样简单的就确定下来了，还需要后续的齿轮参数的校核计算，以及其他多方面的综合考虑。2.4主减速器齿轮支承形式此设计初步选择骑马式来完成承载的任务；我们可以看到该型车辆的横置发动机中，变速箱与主减速器是装配在一处的，因此箱体上所支承的主减速器主动齿轮需要与变速箱的箱体有关联，而此处针对所选择的圆柱斜齿齿轮，它在传动过程中有较大的轴向力，所以选用骑马式较为合适。2.5主减速器参数设计2.5.1主减速比i。计算作为整个参数化设计的第一步，办是接下来计算的基石所在，它的选定决定了后续主减速器的齿轮尺寸，所配合的动力传递装置的尺寸，所以我们在选定主减速比的过程中应当充分考虑汽车的整车动力等参数。对于我们所设计的杰德轿车来说，在已知发动机最大功率5max后，就要选择合适的io值，该%值在主减速器中起到的作用在前面已经有过相关介绍,这里完成它的计算说明：z0=0.377×1.maXi.4车轮的滚动半径，m；HP最大功率时发动机的转速，r/min；vttmax汽车的最高车速,km/h；%变速器最高挡传动比，通常值为1。=0.377×生=0377°323x6500-233匕max%187×1发动膜号R18Z6总H海(1.)1.798缸径(mm)X冲程(mm)81x87.310.6:1(kWrpm)10465发动机最大睢(NmzrPm)17443箱JDJem(1.100km)I6.9最高车速(km/h)187图2-1杰德轿车发动机参数最终取io=4.232.5.2主减速器齿轮载荷计算在计算载荷的确定上，一般有两种状况的计算，一种是在发动机处于最高转矩时，用最小数值的传动比来传动的情况；另一种则是其驱动双轮在平整道路平面上准备滑转的情况；计算中，一般用上述两种状况下作用在主减速器从动齿轮上的转矩的较小者，来计算，即：(2-2)G2rl1jtIiB11.B(2-3)式中：(max发动机最大转矩，Nm;一一由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；传动系在该部分的传动效率，取%=0.9；KO当性能系数0>0时，可以取K。=2,否则一般取1；n汽车的驱动桥数目；G2单个驱动桥对水平地面的最大负荷，N；轮胎对地面的附着系数，取9=0.85；一主减速器从动齿轮到驱动桥之间的传动效率i1.B一一主减速器从动齿轮到驱动桥之间的传动比查资料得：&m=174N”?zl=4.23x3.143=13.2945=0.9本设计中取前轴轴荷分配为58%,G2=17591×0.58=10202.78V由于该轿车是安装一般轮胎的公路用汽车，贝2=0.85由上面计算可得：rr=0.323/77m由经验得：jlb=0.96由于该轿车无轮边减速器，则将上述参数值代入公式计算得：0,=ImaX儿KoZ7力=174x13.2945X1x().%=2081.9187NmG血10202.78×0.85×0.323=3112.41N加r1.i1.B°96xl上面的公式所算出的值只是书面上的转矩的最大值，而这个计算值其实不符合实际行驶过程的模拟状况，所以一般不用它来进行计算。二(G,+比心3(÷÷)Nm(2-4)式中：Ga汽车满载的总重量，N；Gr一一牵引的挂车的总质量，N,此处因为并没有挂车所以为O；rr车轮滚动半径，m；fR道路滚动阻力系数，对于轿车来说选择0.0100.015；ft1一般情况下车辆的平均爬坡能力系数，轿车一般选用0.08；4汽车或汽车列车的性能系数：部-七m当OTGT)小时,取(二。Omax对于轿车来说是没有挂车质量的，Gr=O;rr=0.323加；轿车的勿=0.0100.015,取%=0.0125；对于一般的轿车选用fH=0.08；由于计算所得到的°195(3+G)=19.71416则取4=0=&+九+/)=(175*詈323(00125+008+0)=558,647l1.BtIiBn1x0.96x12.6主减速器齿轮2.6.1主、从动齿轮简介选定了主减速器里的两个啮合齿轮的齿数就决定了0主减速比，从而它的选定也就是根据i0来，而且主、从动齿轮的齿数和在轿车设计上不应小于50,而且两齿数应当互质从而使得磨合均匀，。2.6.2斜齿轮设计计算作为主减速器的齿轮，齿轮的转速比相对较大，所以选择硬齿面。先按轮齿弯曲疲劳强度设计，再较核齿面接触强度，其设计步骤如下：先选择齿轮材料，确定许用应力：均选用20OMUi钢渗碳淬火，硬度5662"RC;由参考文献查得弯曲疲劳极限应力>.=430MP4；由参考文献查得接触疲劳极限应力=1500MPa；按轮齿弯曲疲劳强度设计由式参考文献知：华2阈氏聂（21）确定轮齿的许用弯曲应力5T两齿轮的许用弯曲应力b阴QFP2（MPa）分别按下式确定%=*（2-7）3Fminflim所选择齿轮的齿根的弯曲疲劳极限；Yst所选择齿轮的应力修正系数，我们选择Ysr=2;Yn弯曲疲劳强度计算的寿命系数，这里选用4=1；SFmin弯曲强度的最小安全系数。一般传动取=1.3-1.5；由上得：.=430MPa%=2,Yjv=1,Spmin=1.8把各参数代入式中得：Cr=of"stY=×1=477.7778MPa5.1. 1.82）计算小齿轮的名义转矩7；7；=558.647/4.23=132.068Nm3）选取载荷系数K由上面的设计选取可以了解到圆柱斜齿轮的传动更加稳定，而且齿轮用7级的加工，所以K的值可以稍微偏小，这里选择K=1.44）初步选定齿轮参数Z1=19,Z2=×Z1=4.23×19=80.37Z2=805）齿宽系数的选择：d的值不仅关乎所选齿轮的尺寸，而且一定程度上对整个传动装置都有影响，便如它的值大一些时会减小齿轮的直径从而可以减小整个传动装置的重量，相应的它的值较小时,齿轮的一些尺寸比如齿宽，以及它的总体厚度可以稍微减少。匕/的推荐值为：当为软齿面时，齿轮相对于轴承对称布置时，=0.81.4；非对称布置时,%二061.2；悬臂布置或开式传动时，wK30.4；当为硬齿面时，上述值相应减小50%。取1.=O.5,并取尸=15。；得到u=8019=4.21056）确定复合系数因为配对齿轮的材质和热处理是没有区别的，所以。"的值也是一样的,从而在计算中只需要依照小齿轮的复合齿形系数及就可以。而Z,1.%s%=%-21.0825由参考文献查得由参考文献查得丫咐=4.34将上述参数代入式，得1.4×132.068×4.340.5×192×477.7778=2.608加用按参考文献取标准模数，取名=3机加则中心距%(Z+Z2)3x(19+80)2cos2×cosl5o=153.738机机为了便于加工和校验，取中心距=153加W町<Z+Z2)3x(19+80)la2x153=0.9706故得到=arccos(0.9706)=13.9277°7）计算其它几何尺寸mltZl_3×19cos0.9706=58.7266，？d2=mltZ2_3×80cos/?-0.9706=247.2697mmb2=ld=0.5X58.7266=29.3633m"z取4=30mm4二4+(510)mm=3540mm取向二38mm校核齿面的接触强度(2-8)u%=109Ze是弹性系数,代入公式得当两齿轮都是钢制，Zl189.8JMPaOH=109Zg109×189.8×三三-用所查阅资料的方法来求得齿面的许用接触应力，在这里的主减速器传动是比较关键的传动,安全系数可以选用最低：5wmin=1.4,Zjv=l,Zw=1,则1.ZNZ卬=xlxl=1071hpCNW14oHmin，什因为<<<p，故接触疲劳强度也足够。2.6.3主减速器齿轮参数表表27主减速器齿轮参数:分度圆直径4=wzlZ1/cos=3×90.9706=58.7266制J2=InZjcos=3×800.9706=247.2697mm齿顶高l=ha2=hanmn=3Im齿顶圆直径7d.=J1.+2llm=64.7266mmacos'nd,c=n+2%叫=253.2697团加COSp齿根圆直径de="4一2(*m+cn)mn=51.2266mmCGS/3dr="2(%+cn)mn=239.7697mmjcos/?全齿高h=ha-hf=(2zj÷c：)mn615mm端面齿厚Sjl=Sn=gm,Jcos-4.855Imm端面齿距pt=11tnn/cos/7=9.7102nm法面齿距pll=11mn=9.4247zw2. 7主减速器设计小结到这里主减速器的两个齿轮的各项参数就基本落实了，虽然从动齿轮的内径大小因为要顾及差速器的安装尺寸，但是已经能够将这对齿轮的模型绘制出来了，在这章的计算中，虽然因为校核的问题，在模数和齿数上重新选择了多次，但是最终选择设计出的齿轮参数符合后续的多项校核，并且在CATIA上运用参数化建模，建出了两齿轮的模型，如图2-2所示。图2-2CTI齿轮的建模不同于Solidworks的可以直接以齿轮模块来进行建模,CATIA需要进行内部的参数进行整合计算，也就是需要在零部件基础结构中构建出函数关系，如齿数，模数等，并用公式工具将他们的关系数学化，然后在草图中画出分度圆等基本图形的轮廓,再作出渐开线，并运用画图工具，将最终画出的齿形曲线闭合，最终用多截面曲面来建出三维轮廓，并用封闭曲面工具生成建出实体。CTI的齿轮建模过程相对solidworks更为复杂，我也并不是自己构思出这些步骤的，只是参照前人的脚步，但是在操作的过程中，我对于该软件上封闭曲面的运用有了更深的理解，也自信在日后该方面的运用能更有经验。第3章差速器设计车辆在正常运动时，左右车轮的转动并非理想情况下的相同，而且转弯过程中我们可以明显发现弯道内侧的车轮的行进量明显比外侧小，这时内外车轮如果转速依然相同，那么总有一侧的车轮会因为速度过大或速度过小而与地面发生不必要的滑转或滑移，这时就需要这样一个装置来施加一个附加的阻力从而产生一个额外的力矩从而起到差速的作用，这个装置就是差速器。3.1差速器结构形式选择类似于之前的零部件设计，差速器的选型也是从它所安装的位置的布置形式，还有它发挥作用时的作用条件出发。以这两点为依据选择时，我们便能从众多类型的差速器中选择适合该驱动桥使用的。首先该驱动桥所在的车型是行驶在普通公路上的城市型用车，所遇到的极端路面的情况并不多，因此并不需要防滑、自锁等功能，从而就不用选择防滑式的差速器了，因此我们自然选择简单耐用的对称式圆锥行星齿轮差速器了，该种差速器结构如图3T所示。图3-13. 2差速器齿轮设计差速器齿轮的尺寸不单单取决于自身齿轮的相关限制，而且也与主减速器布局有关联，从结构图如图3-2便可以了解到，主减速器的一部分是与差速器壳体连为一体的，也就是说差速器壳体的尺寸是受从动齿轮的内径的影响的，而差速器内双齿轮的尺寸又受差速器壳体尺寸的影响，从而我们要综合上面的尺寸来考虑。图3-2图3-33. 2.1差速器齿轮参数1)行星齿轮数目的选择轿车一般选用2个行星齿轮便能够满足要求，而在特殊情况，如强度校核不够等情况下，少数轿车也会选用4个行星齿轮结构。我所设计的杰德轿车属于一般轿车，且根据后续计算可以大致选用2个行星齿轮的结构。2)行星齿轮球面半径七的确定要确定差速器的相关尺寸，就得计算行星齿轮的名义尺寸，其实也就是它的球面半径，这亦是差速器锥齿轮的节锥距。球面半径可以用下列的公式计算出来：RB=KB久mm(3-1)KB球面半径系数,Kli=2.52-2.99,对双行星齿轮结构的轿车取大值;取=2.99；Tj计算转矩，以计算值的加值为准，Nm；&=2081.92Rli=Klijnn=2.99×02081.92=38.179IfWn；4=(0.980.99)¾三=37.415537.7973mm取为37.5mm3)差速器齿轮齿数的选择该处的齿轮强度应当较好，因此它的In应当较大，那么反过来行星齿轮的Z应尽可能少一点，但一般不应少于10。半轴齿轮的齿数采用1425。一般来说，汽车的行星齿轮齿数应当是半轴齿轮的三分之二或二分之一。根据圆锥行星齿轮减速器的结构，可以看出它的半轴齿轮需要同时与两个乃至四个行星齿轮相啮合，而为了结构及安装的考虑，行星齿轮应当规律地安置在半轴齿轮轴线的四周，即应满足的安装条件为7+72£2/?=I(3-2)n式中：Z2rZ2r两半轴齿轮齿数，此时；n行星齿轮的数目；I任意整数；选定半轴齿轮z=20；行星齿轮数=2；行星齿轮z=12；4)差速器齿轮参数的初步确定两齿轮的节锥角一般用下面方法求出：771=arctan=30.9637°；2=arctan=59.0362oZlZlZ1一一行星齿轮齿数；Z2半轴齿轮齿数；再按下式尝试性求出模数M：/H=-sinl=sin=3.2413Z1,Z22为后续校核考虑，取in=5节圆直径d由下式求得：d=tnz5)压力角1差速器齿轮加工的压力角在如今的加工技术进步的背景下不再局限于以前的2()。，而是在新的加工方法之下，变为22.5。由齿轮加工的过程我们可以知道压力角的增大对于齿轮来说意味着最少齿数的降低，从而可以让齿轮满足更多工况下的需求，可是齿数小了就意味着会出现强度可能不够的问题，这时就可以适当加大模数来解决这个问题，正如同我上述选择模数为5一样。本设计中选用压力角为22°30,。6)行星齿轮尺寸行星齿轮的装配所用尺寸有齿轮孔以及齿轮安装轴的外径值，这两值相同。行星齿轮安装在轴上的深度便是1.。关系如下1.=(3-3)1.0=1.1，=£(34)=7(3-5)T.差速器传递的转矩，Nm；行星齿轮数目；/齿轮支承面中点到锥顶的长度必;0.5%,4为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而4aO8I=0.42;e支承面的许用挤压应力，取为69MR7。差速器传递的转矩为7；=2081.92N加；(P=2081.92×IO31.1x69x2x40=18.5168?取9=19mm。3.2.2差速器齿轮校核汽车差速器齿轮的弯曲应力为:2xlO7K°K、K,”KyFZ2m2JMPa(3-6)式中：差速器啮合齿轮承受的转矩，N依其计算式为：TjXo.6,、T=(3-7)nTj计算转矩，以7>&中的较小值(4"2081.92Nm)和%=558.647Nm计算;n差速器行星齿轮数目，=2；Z2半轴齿轮齿数,Z?=20；J弯曲应力综合系数，与差速器齿轮的弯曲应力相关；符合上式并以主减速器从动齿轮所受平均力矩来计算，所得的上述齿轮轮齿的弯曲应力/应小于或等于210.9MRz；以另一种情况的力矩来进行计算时，弯曲应力/应小于或等于980MP*KO超载系数；Kv质量系数，在汽车所用齿轮中，当齿轮工作条件比较良好时，可取除二1；Ks尺寸系数，与齿轮自身性质相关，选定曲线反应其材料的内部性质的不均匀性，当端面模数相1.6帆用时，£=0.666；Km载荷分配系数，在本设计的采用的支承情况下K,”=1.oO1.lO,取K-1.05；F计算齿轮的齿面宽,mm；F=(0.250.30)4=(9.37511.25)FWm,取尸=1Omm;tn端面模数，m=5mm；参数的选取与计算：以主减速器从动齿轮平均力矩所计算得到的结果：工=7；X0.6=67594IN-n二205.792MP”210.9MP2xl(KMM*2Xgg94MXo666X1.O5KFZ2rrJ1X10×20×52×0.2278按另外一种计算方式来进行计算所得的弯曲应力：震二.x°6=624.576Nmn=766.9289MP"980MP42×103×624.576×1×0.666x1.05l×10×20×52×0.2278用上述两种方式来进行校核，得到的比对结果显然是符合使用要求的。3.2.3汽车差速器齿轮的参数表国标规定，c=22.5。，优=0.8,?=0.2O表37标准直齿锥齿轮传动的几何参数及尺寸计算(=9()名称代号计算公式行星齿轮半轴齿轮分度圆锥角3Zx=arccot-l=30.9637°心=90。-伪=59.0363。齿顶高儿%=ha2=4mn齿根高hfhfxhfl=(tl+c)m=5mm分度圆直径d4=mZx=60wwd2=mZ2=1OOwzn齿顶圆直径(1=4+2haCoSbl=66.860AwWda2=J2+2hacos2-104.1160mm齿根圆直径%d八=J1-2hfCoSb=51A25mmdf2=d2-2%CoSa=94.855"z11锥距RR=TJz：+Z=58.3095wzz齿顶角%a2=1=arctan(/R)=3.9243o齿根角%=f2=arctan(zzIR)=4.9011o顶锥角%=d+4=34.888。2=¾+2=62.9606°根锥角%f=.-fx=26.0626o%2=4一切2=54.1352。3.3轴承选择与校核将轴承的选择置于此处是因为差速器在半轴齿轮处的凸缘之处会安置轴承，因此它会在差速器壳体之上承受主减速器从动齿轮传来的各个方向的载荷，而该处的力其实是与主动齿轮上的力是数值相同而方向相反的，所以我们需要先对主减速器主动齿轮上的力进行分析计算。通过资料查阅所了解的轴承的主要损坏形式是疲劳损伤,所以我们的计算不能直接用动态变化的最大转矩，而是应当使用输入的当量转矩量7；来完成计算，如下式：经过计算后，可以得到7>181.301Nm主动斜齿轮各力的大小为：F/一吟cosFa=FttanF匕Fl“coscosncosalcosh式中：节圆螺旋角，对标准斜齿轮即分度圆螺旋角，夕二139n啮合平面的螺旋角，A=13.5；an法向压力角，al=20；at端面压力角，,=210;dt分度圆直径，4=58.726相7；匕匚I、Irmm4-.1.2。2×181.301,1.所以：圆周力F1=6174.45Nr40.058726径向力Fr=Ff=6174,45Xtan2°=2315JWcoscos13.9°轴向力工=Etan夕=6174.45Xtan13.9o=1528.02N法向载荷Fn=-F=-745=6768.93Ncoscosancos13.9o×cos20°从动轮轮齿上的载荷可以分解为¢,5和工三个力，它们分别与上述各力数值相同而方向相反。通过轴承的分布以及所需承载的来自从动斜齿轮的各向力，因此本设计中选用一对30210轴承，也就是圆锥滚子式轴承，从而能够承受较大的轴向力,这次设计中轴承使用寿命为IO年，每天5个小时。根据滚动轴承的型号，可以查出G和C“。C=7.32X1（）4Nco=9.2×l4yv可以查出e=0.42;%=1.2；y=1.4;X1=1;X=0;X2=0.4;=1.5（1）求轴承径向支反力，、Fr2Frl+Fr2=23l5NFrl=3Fr2Fr2=578.7775/VFrl=1736.3325/V（2）求轴承的派生轴向力尼、Fs25二U卫生=620.119N5,2Y2×1.4区=MZ迈=206706Ni22Y2×1.4（3）确定轴承的轴向载荷月1、Fa2Fai=Fa+Fx2=528.02+206.706=1734.7267VF112=Fs2=206.706N（4）计算轴承的当量载荷B、Pr2=三=->=三=-<6=(乂25I+匕工J=12X(0.4×2315.11+1.5×1734.726)=4233.7596NP2=fp(XiFr2+YlFa2)=1,2×(1×578.7775+0×206.706)=694.533N（5）校核所选轴承由于两支支承用相同的轴承，所以按当量动载荷较大的轴承1计算=518()()>18250lB732xK)4号60p60×434233.7596所以我所选用的轴承合格;3. 4差速器设计小结差速器的设计重点主要在于半轴齿轮与行星齿轮的设计，我所用三维建出了这一块，如图3-4所示，而这一点与主减速器是相同的，但它的齿轮结构更加特殊，因为行星齿轮的存在使得垂直方向需要一根轴，来使得行星齿轮能和差速器壳体共同旋转，并且在不需要差速功能时，这根轴能够带动半轴齿轮从而带动半轴转动，从而使两侧驱动轮等速运动，所以我用圆柱销将其定位在壳体之上。虽然差速器的结构我构建的比较完整，但是其实壳体的设计比较简易并且因为个人现有知识不够而没有做到结构的