长安悦翔轿车驱动桥设计.docx

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1、长安悦翔轿车驱动桥设计摘要车辆底盘设计中，有一个关键的传动系统组成部分，即驱动桥。其主要功用有两点，一是传递地面对车身的各方向的力、转矩等载荷，二是对车身起支承作用，负担汽车的载重。驱动桥的主要组成部件有主减速器、差速器、半轴、桥壳等，分别承担不同的功用，也是本次设计的重点。驱动桥的设计对于车辆的各项性能影响巨大，不同的结构形式，选取不同的参数尺寸，都会直接或间接的影响到车辆的经济性、操控平稳性以及动力性能。因此，对于整车设计来说，驱动桥的设计是至关重要的，稍有偏差，便会严重威胁到车辆行驶的安全，甚至危及乘客的生命。本文的主要内容为完成长安悦翔的驱动桥设计。首先，根据本科期间所学内容知识，采用

2、传统的驱动桥设计方法，收集该车型的资料，并根据有关文献，学习驱动桥的有关工作原理，结构特性，制定了具有较高可行性的设计思路流程，完成驱动桥各主要部件的设计计算。经过反复校核修改，最终确定合理的驱动桥设计参数，并根据计算结果，借助计算机AUtOCAD等绘图软件完成图纸。关键词：汽车驱动桥主减速器差速器半轴AbstractInvehiclechassisdesign,thereisakeypartofthetransmissionsystem,thatis,thedriveaxle.Itsmainfunctionhastwopoints,oneistotransferthedirectionoft

3、hecarinthefaceoftheforce,torqueandotherloads,thesecondistosupportthebody,theburdenofthecarload.Themaincomponentsofthedriveaxlearethemainreducer,differential,halfshaft,axlehousing,etc.,whichbeardifferentfunctionsrespectively,andarealsothefocusofthisdesign.Thedesignofthedriveaxlehasagreatimpactonthepe

4、rformanceofthevehicle.Differentstructuralformsanddifferentparametersizeswilldirectlyorindirectlyaffectthevehicleseconomy,handlingstabilityanddynamicperformance.Therefore,forthewholevehicledesign,thedesignofthedriveaxleiscrucial,alittledeviation,willseriouslythreatenthesafetyofthevehicle,orevenendang

5、erthelivesofpassengers.Themaincontentofthispaperistocompletethedesignofdriveaxle.Firstofall,accordingtotheknowledgelearnedduringtheundergraduateperiod,thetraditionaldriveaxledesignmethodwasadoptedtocollectthedataofthismodel,andtherelevantworkingprinciplesandstructuralcharacteristicsofthedriveaxlewer

6、elearnedaccordingtotherelevantliterature.Adesignthinkingprocesswithhighfeasibilitywasdevelopedtocompletethedesignandcalculationofthemainpartsofthedriveaxle.Afterrepeatedcheckingandmodification,thereasonabledesignparametersofthedriveaxlearefinallydetermined,andaccordingtothecalculationresults,thedraw

7、ingsarecompletedwiththehelpofcomputerAutoCADandotherdrawingsoftware.Keywords:automobiledriveaxlemainreducerdifferentialhalfshaft目录长安悦翔汽车驱动桥设计错误！未定义书签。诚信承诺书错误！未定义书签。长安悦翔轿车驱动桥设计1摘要1Abstract21绪论51.1 课题研究目的及意义51.2 驱动桥结构方案的选定52主减速器设计72.1 主减速器的结构形式72.2 主减速器的类型72.3 主减速器主、从动圆柱齿轮的支承形式；92.4 主减速器的基本参数选择与计算92.4

8、.1 主减速比的确定92.4.2 主减速器齿轮计算载荷的确定112.4.3 主减速器齿轮基本参数的选择132.4.5 主减速器齿轮参数表173差速器的设计193.1 差速器结构形式选择193.2 普通锥齿轮式差速器齿轮设计203.2.1 差速器齿轮的基本参数的选择203.2.2 差速器齿轮几何尺寸与强度的计算223.2.3 汽车行星齿轮和半轴齿轮的参数表244半轴的设计254.1 半轴的型式254.2 半轴的设计计算254.3 半轴的强度较核264.3.1 三种可能工况264.3.2 半浮式半轴计算载荷的确定274.3.3 半轴的结构设计及材料与热处理295万向节的设计315.1 万向节的选择

9、315.2 万向节结构315.3 万向节的材料及热处理325.4 万向节设计计算326结论与展望357参考文献368致谢37附录381绪论1.1课题研究目的及意义随着我国经济的高速发展，在改革开放的势头下，我国的汽车行业也是不断创新，勇于突破。人民收入的日益增加，“一户一车”甚至“一户两车”已经不再是梦想。汽车，作为一种代步工具，在我国的销量逐年上升。汽车产业也成为了拉动我国经济发展的领头羊之一。汽车行业的高速发展，客户的要求也越来越高，逐步往高性价比、舒适性，轻便性追求。其中，轿车是私人购车的热门车型，加之政府鼓励大众购买一些经济型的轿车。因此，以性价比著称的长安悦翔车型受到许多客户的喜爱，

10、据数据统计显示，2019年该车型的销量居全球首位，故本次也选取其作为参考车型本次毕业设计的主要内容是完成长安悦翔驱动桥的整体设计计算，结合本科期间所学知识，除了有助于充分掌握了解汽车驱动桥有关知识外，也是一次极具综合性的复习测试，并且锻炼了CAD等计算机绘图软件的使用能力，对于将来的就业十分有帮助。1.2驱动桥结构方案的选定现今市场上，前置前驱是大多数轿车选择的布置形式，仅有少量高级轿车，采取后置后驱，以加强车辆的动力性能。本次设计为长安悦翔车型，驱动轮和转向轮均为前轮，所以转向驱动桥是前桥。本次长安悦翔的驱动桥设计属于转向驱动桥。转向驱动桥，顾名思义，即驱动桥除其本身基础功用外，还将承担转向

11、功能。当驾驶员进行转向操作时，转向器将方向盘受到驾驶员施加的力矩传导给转向杆，此时驱动桥起到传递扭矩的作用。此外，驱动桥还能够将变速器输出的功率向车轮传导，进而使车轮转动。因为本次车型采用独立悬架设计，所以在驱动桥结构形式的选择上，我们也相应的选择断开式驱动桥，又称作独立悬架驱动桥。该结构的驱动桥并不具备整体梁架或外壳，左右驱动轮之间也不采用刚性轴联结，因此称作断开式。由于选择桥壳分段形式，因此当左右驱动轮在行驶过程中独立地上下跳动时，左右桥壳或套管也相对于车厢或车架存在相对运动。该类型结构的驱动桥，主减速器与差速器通常在驱动桥中段位置悬置在车厢底板或车架上，也有一部分设计选择将两者连接于脊梁

12、式车架。在该结构形式驱动桥的设计计算过程中，主减速器、差速器以及部分传动系统的质量，因为其结构特点，我们将其称之为簧上质量，注意代入计算。由上述分析可知，根据本次设计参考车型的结构特点，本文采用断开式结构形式的驱动桥。该结构的优点是簧下质量轻，且离地间隙距离大，因此对于车辆平均行驶速度的增加以及操控平稳性的优化都有所帮助；缺点是该结构形式相对复杂，工艺要求较高，因此成本较高。但又由于该结构形式承受载荷较轻，因此驱动桥各零部件的磨损情况较轻，使用寿命长，故后期保养成本降低，所以仍旧广泛应用各经济型轿车中。2主减速器设计2.1 主减速器的结构形式在设计主减速器时，需要考虑多方面的影响因素，如齿轮类

13、型，减速方式，主、从动齿轮的装配等等。首先，在主减速形式的选择上，我们应当考虑汽车车型、常用的工况以及驱动桥的数量和安装方案，同时，离地间隙也是一个很重要的影响因素，确定主减速比后，再选取合适的主减速形式。主减速比的选取应当充分考虑车辆的经济性与动力性。根据有关参考文献总结后可得出，在设计主减速器、差速器过程中应当注意以下原则：D防止驱动桥工作运转时同悬架导向机构相互干涉，保证协调配合;2） 为保证车辆的燃油经济性与动力性在符合车型要求的条件下达到最佳，应选择合适的主减速比；3） 结构设计简单，降低制造成本，装配难度小；4）传动机构的设置应考虑到转速、载荷的变化，保证多种情况下的传动效率；5）

14、设计时注意齿轮传动件的运转平稳性，减轻噪声；6）在刚度、强度符合标准的条件下，设计时遵循轻量化原则，提升车辆的平顺性；7） 驱动桥设计尺寸不宜过大，以确保足够的离地间隙；8） 2主减速器的类型对于驱动桥的结构型式，按照选择的主减速器型式不同划分，大致有三类：1）中央单级减速器。该结构形式是驱动桥结构设计中最简单的一种，也是大多数轿车最常用的结构类型。采用该结构的好处是尺寸紧凑不占空间、质量较轻且成本较低。但该结构不适用于主减速比较大的车型，通常要求主减速比i,M,家用轿车的主减速比一般i=34.5,故该结构应用广泛。2）中央双级减速器。顾名思义，该结构形式是考虑到牵引总质量较大或是主减速比超出

15、的情况，进而在单级减速器的基础上加以改进，常做驱动减速器。3）双速主减速器。该类型减速器的特点在于可搭配两种传动比，这是由于减速器内部齿轮组合变化所带来的。发动机运转功率、车辆行驶工况、各档传动比的不同，都是减速器高低档选择的影响因素。路况复杂或车辆满载时，由于阻力较大，通常选定大传动比，有利于降低换挡次数；车辆载荷较轻或路况良好时，则适用小传动比，有利于提高燃油经济性。综上分析可知，轿车设计中，由于中央单级主减速器具有以下优势： 结构紧凑，布置简单，故适用于前置前驱型车辆 结构简单，制造成本低，性价比高各工况下传动效率高，零部件工作稳定性好；现在路况良好，车速提升，该结构主减速比较小；因此，

16、本次设计选择中央单级主减速器。又由于主减速器传动齿轮选择不同，所以有以下几类传动类型：1)螺旋锥齿轮传动：因为其主从动齿轮轴线交于一点且位置可变的齿轮特性，使得轮齿端面出现重叠的现象，因此螺旋锥齿轮传动形式具有较强的负载能力。通常的驱动桥设计中，选择90交角的主减速齿轮形式。此外，锥齿轮啮合时，与直齿轮不同，齿的一端先啮合，而后随之渐渐过度至另一端，并非一起啮合，且超过两队轮齿一起啮合，因此该结构传动运转平稳，基本不会产生噪声与振动。2) 双曲面齿轮传动：与螺旋锥齿轮不同，该结构的主、从动齿轮轴线是空间交叉型，主动齿轮轴与从动齿轮轴之间相互位置发生一定偏移，但空间交叉角一般仍旧是90。以从动齿

17、轮轴为基准，向上偏移被称作上偏置，反之为下偏置。当偏移距足够大时，我们就可以在齿轮两侧设计一个支承以提高结构刚度，这是由于齿轮轴能够在偏移距的范围内在另一齿轮轴上/下通过，进而保证齿轮啮合的准确性，减轻齿轮受损，延长工作寿命。但也正是因为偏移距的存在，该结构形式的主、从动齿轮螺旋角不一致，通常情况下从动齿轮小于主动齿轮，因此双曲面齿轮端面模数完全不等。因此，主动齿轮具有更大的当量曲面半径，所以其负载能力、刚度、强度都更优于螺旋锥齿轮，且齿面间接触应力更小。分析不同偏移距的双曲面齿轮，与相应螺旋锥齿轮比较，负荷能力最高可提升175%,且选择更大的螺旋角时，可避免根切现象的发生。因此在齿数选择上更

18、适合于传动比较大的情况，尺寸也较小。3) 蜗轮-蜗杆传动该结构传动形式更加适合于主减速比较大的重型车辆，单级减速就能够得到大传动比，避免了选择其他减速形式需要设计双级减速的麻烦。蜗轮蜗杆传动便于主减速器的结构简单，安装容易，便于拆装。在车辆驱动桥设计中采用蜗轮蜗杆传动的情况较少，但与上述两种传动形式相比，蜗轮传动同样具备自身的优势。例如，对于载重汽车来说，由于其车轮直径较大、发动机功率大，但车速较低的情况，所需传动比较大。若选择双级减速器，因为结构复杂，导致减速器质量大，所占空间大，传动效率也低于单级减速器，便会造成更多的损耗。蜗轮传动单级较大的减速比能够很好的解决这一问题。除此之外，蜗轮蜗杆

19、传动最大的优势在于负载能力远胜于其它形式，磨损情况也较好，工作寿命长。蜗轮与蜗杆的配合特性使得该传动形式的运转平稳性最佳，噪声和振动也最小。但蜗轮蜗杆传动的缺点在于对制造材料的要求较高，通常选择青铜等有色金属，因此成本高昂，所以并没有在汽车设计上广泛推广应用。本次设计的参考车型为长安悦翔L2TCVT,采用前置前驱的布置方式，且发动机、变速器都是横向布置，动力输出与前桥轴线平行，所以动力旋转方向固定不需改变，故圆柱齿轮传动即可。综上分析，本次设计的传动方案为选择斜齿圆柱齿轮，配合断开式驱动桥，左、右半轴分别向车轮传递动力。2. 3主减速器主、从动圆柱齿轮的支承形式；现在市面上常见的主减速器齿轮支

20、撑方案大致可分为骑马式与悬臂式两类：D骑马式：又称“两端支承式”，即在齿轮前后采用轴承设计支撑两端轴颈。2）悬臂式：采用悬臂设计，在齿轮轮齿大端处一侧轴颈通过悬臂支撑轴承外侧。比较分析两种支撑方案的优缺点，骑马式结构的刚度远超悬臂式，因此齿轮运转时，受力变形程度仅为悬臂式的1/30,因此本次设计中主减速器的大齿轮与小斜齿轮安装方式全都选择骑马式。2. 4主减速器的基本参数选择与计算2.4. 1主减速比的确定上文我们提到，主减速比i,的选取对于车辆在最高档位行驶时的燃油经济性与动力性能影响巨大，所以在主减速器设计时，结构形式、尺寸空间、质量的设计应当充分考虑主减速比的影响。同时，由于驱动桥作为整

21、车传动系的一部分，主减速比的设计同样关系到整车的总传动比。例如变速器、分动器以及取力器等结构都对主减速比的大小有直接或间接的影响，车辆动力的计算中应当全部考虑其中。传动比的大小直接影响到发动机功率输出对整车的影响，因此为使车辆在满足使用条件的情况下达到最合适的经济性与动力性分配，本次主减速器的设计选择优化设计的方法完成计算。对于轿车来说，在现在路况条件越来越好的情况下，汽车行驶的速度也越来越高，因此，在发动机最大功率毯的确定条件下，选择主减速比i。时应当充分考虑最高车速ma的影响，计算如式2-1所示:0=0.377X-r,np-(2-1)式中：r,车轮滚动半径，m1 最档传动比，-1；Vama

22、x最高车速，km/h;np发动机最大功率转速，r/min根据网络查询到的有关长安悦翔轿车主要参数如下，1)最高车速Vm=I80KmZh2)该车型轮胎选择上为型号185/85R15其中：185一轮胎端面宽度(mm);R子午线结构代号；85一一轮胎扁平率；15轮辆直径(in);查表可知，该型号轮胎滚动半径为，力.283m;3)该车型发动机最大功率状态下，转速n=55OOpm将以上参数代入式(2T)计算可得：,、八Errnpn2835500.”tt0.377-=0.377=3.26曦婚180x1取io=3.6472.4.2主减速器齿轮计算载荷的确定由于车辆行驶过程中，传动机构所承受的载荷处于变化状态

23、，因此主减速器齿轮的计算载荷不容易确定。传统设计计算方法中，通常假定汽车在路面状况良好的条件下行驶，当发动机运转达到最大转矩，且传动系处于最低档条件下，出现滑转现象，此时.主减速器从动齿轮受到最小转矩(即T、To的最小值)视作主减速器齿轮的计算载荷，代入最大应力情况下汽车的强度计算。如下式(2-2)、(2-3)所示。TTfmMiTLK囚力(2-2)T-k(2-3)*j,htLB式中：J计算转矩，N?m;TmX发动机最大转矩；T=145N7mK0-由于猛接离合器而产生的动载系数，若是负载较大的载货汽车或是自动变速器汽车，出1;若车辆性能系数rX),则通常选取K;in变速器最低档传动比；n一计算驱

24、动桥数，本次设计取1;nr变速器传动效率，取n尸0.96;G,驱动桥在满载条件下给路面的最大负荷，后桥载荷；r;车轮滚动半径r,=0.283m;O轮胎附着系数，取=0.95nig,ig传动效率和传动比，n,g取0.96,无轮边减速器，i,取1.0;通过查询汽车主要参数可得：Tmx=145Nmin=3.6473.457r=0.96将上述数挪队公式(33)可知，本次设计的参考车型长安悦翔塔X),所以动载系数取值KO=2o由汽车主要参数计算可得，满载条件下，总质量G,=1420N,由汽车设计查询可得，在前置前驱的发动机布置形式车辆中，车辆轴荷分配情况。在满载条件下，前轴分配通常取47%觎。在实际行驶

25、条件下，由于加速度的情况，本次设计选择60%,加速度系数取L3,故Gz=1420060%1.3=11076No如公式(2-2)、(2-3),把以上数据代入计算如下：0一ImGKn力=3502.87INnIT=3086.786Nm11lAb车辆种类型式各不相同，行驶条件也比较复杂多变。一般情况下，矿用车、载货汽车以及越野汽车处于高负荷情况，车速较低；而轿车的常用工况则为轻载高速；对于车辆的使用转矩，难以模拟出其正常的持续状态。但相较于非公路汽车，公路汽车的行驶状况会更加稳定，因此我们经常使平均比牵引力代替持续转矩。故平均计算转矩T,如式(2-4)所示计算：rSSi(.(+力,+4亦.用(2-4)

26、式中：Tmx-发动机最大转矩；Tm=145N7mG7牵引的挂车满载总重量，No本次设计车辆为轿车，故G7=0;一轮胎滚动半径，m;n一计算驱动桥数，本次设计取n=l;G,一满载条件下车辆总重量，N；f车辆正常行驶条件下，平均上坡能力系数。取值fE10；f一滚动阻力系数，取值f=002,一车辆性能系数;/ = 16-JP 1000.19W+GQ(2-5)O1”G4+G1)4 g11,g,ijg传动效率和传动比，n,g取096,无轮边减速器，i,g取1.0;(2-5)代入式(2-4)计算后可得：7=(GjGr比6)=492.848NmIL叫L”2. 4.3主减速器齿轮基本参数的选择L确定主、从动齿

27、轮的齿数由于本次设计主减速器的结构类型我们选择中央单级主减速器，因此确定主、从动齿轮的齿数Z2时主要根据主减速的。的大小。具体选取原则如下：I)Zl和Z2的商应为无理数，确保磨合；2)主、从动轮齿数之和，轿车设计应大于等于50,货车设计大于等于40,以保证满足弯曲强度条件以及合适的齿面重合度：3)z150,符合。2 .斜齿轮设计计算由于本次设计齿轮转速相对较高，为保证齿轮运转安全，选择硬齿面。硬齿面齿轮设计计算时，应当先按照轮齿弯曲疲劳强度进行设计计算，再将计算结果按照齿面接触强度进行校核，以保证齿轮强度符合条件。在齿轮材料的选择上，我们将20QMnI渗碳钢进行淬火处理，制造齿轮，硬度可以达到

28、5662HRC。由汽车工程手册查询图5-32C,可得弯曲疲劳时该材料的极限承受应力以及接触疲劳时该材料的极限承受应力：=430MPa,=l5OOMPa3 .按轮齿弯曲疲劳强度设计查询汽车工程手册中齿轮设计方法，由书中式(5-45b)可得模数计算如下式：乙 124;K 吗（2.6）WdZpFP许用弯曲应力OP查询汽车工程手册中齿轮设计方法，由书中式(5-26)可得主、从动齿轮的许用弯曲应力opfrp2(MPa)计算如下:*=2-7)式中：Sm最小弯曲强度条件下，齿轮安全系数。传动设计中，非重要传动取值范围Snnm=I.31.5,重要传动零件取值范围S-mn=1.6-3.0;主减速器齿轮为重要传动

29、零件，本文选择Smn=2.5Yx一一计算弯曲疲劳强度时寿命系数，当齿轮处于使用寿命期限内，调整弯曲疲劳状态下的许用应力能够改变寿命系数，本文选择Yy=KYsr齿轮应力修正系数，由国标给定值计算，Ysr=2;rm齿轮齿根处弯曲疲劳极限应力，查表可知=430MPa将上述数据代入式(2-7)计算后可得：七二二X二344小Si2.5计算小齿轮转矩TT1=492.848/3.647=135.138Nm选择载荷系数K本次设计选择斜齿轮作为主减速器的传动齿轮，加工精度选择上为VII,所以载荷系数选取时无需太大，本次设计选择=1.4初选齿轮齿数选取Zl=23,Z2=iZ1=3.647x23=83.881.选取

30、Z2=84选择齿宽系数帆齿宽系数的取值影响至舲直径与中心距的大小，进而关乎驱动桥中传动装置的质量，当巾。增大，轮齿直径与中心距就会随之变小，传动装置的质量减小，但由于齿宽的增加以及轴向尺寸的扩大，齿轮受载时，载荷分布不均匀的现象就更加明显。因此由机械设计可知，0在齿面硬度以及布置形式不同时，具体的取值范围是：软齿面齿轮，当齿轮布置选择悬臂式，2a=030.4当齿轮布置选择非对称结构（相对轴承）,4=0.6L2当齿轮布置选择对称结构，a=0.8-1.4硬齿面齿轮，中取值通常仅为相应布置形式软齿面齿轮的50%本次设计选择两端支承式硬齿面齿轮，所以，力4=0.5,8=15。；故u=8423=3.65

31、2选择复合系数YS本次设计主、从动齿轮均选择渗碳钢进行制三,所以。P相等。故仅需计算小齿轮Ys,如下式所示：由汽车工程手册图5-38查询可得，小齿轮复合齿形系数Y=4.18故以上数据代入公式（2-6）后可得,KT.Yl,s1.4l3S1384.18Crnn14产-124：=2.549，dZpV0.5x232X344为保证在实际应用中零件工作的安全性，向上圆整，取标准模数，可得,m,=3mm因此中心距计算如下式所示:叱必q = ; 66. 8，2 cos/?2cosl5o由中心距与倾斜角的关系可得下式:%(Z+Z2)=3(23+84)no%/216616I8由反三角函数关系可知：=arccos(

32、0.96559)=l5.00572计算剩余几何尺寸wZ,323三=71.4341mmcos0.9659mZ. 384cos 0.9659=260.8966hwb2=2d1=0.571.43597=35.71799mm取b?=36mmbi=b2+(510)mm=4146mm取b=45mm4 .根据齿面接触强度进行校核查询汽车工程手册中齿轮设计方法，由书中式(5-47)可得%=10%离叵(2-8)bdu式中，Z-弹性系数，本次设计齿轮均为渗碳钢制作，Zg=189.8MPa故以上数据代入公式(2-8)后可得% =10%1091898I I.4I3SI38 3,6521V 3671.43596 3.6

33、52= 749326W/由汽车工程手册式5-27查询可得，齿面许用接触应力。计算如下式所示,由于本次设计齿轮应用于主减速器，作为传动系统的重要一环，应该使用最小安全系数代入计算，故S;mm=1.4Zx=l,Z=l,代入计算可得：,p=6&ZvZh=ll=107WfPa品M14易知心,故本次根据接触疲劳强度校核符合条件。2.4.5主减速器齿轮参数表表3-1主减速器斜齿轮的参数项R计算结果计算公式分度圆直径d1=7l.4341mmd2=260.8966mmd1=m,Zcosd2-m,Z2cos齿顶圆直径da1=77.434mmd2-2668966nmjmnZlC.da.=l+2/r/mlz)9fC

34、OS,mnZy3+2cosp齿顶高ha=ha23mmg二储=K叫全齿高hrn=2.563mm;ha=4.353mmhn=l.788m-hai;he=l.788m-h3齿根圆直径d=63.9341mmd;2=253.3966mm-A-2(+)m,JIouhn,，COSP=Z?-2(*+ctl)nlf2cos/?端面齿距p,-9.7575nmp,=nn,/cos端面齿厚S=S,=4.8788nmS八=Sn=3叫8S0法面齿距p4=9.4248nmP,=mn,北京理工大学珠海学院二O二O届本科生毕业设计3差速器的设计车辆在实际行驶过程中，由于轮胎差别、路况差别以及行驶轨迹等因素，左右车轮通常在相同时

35、间内总路程不一致，由汽车运动学要求，若采用单根整体车轮驱动轴结构传递动力，在左右轮转速相同总路程不同的条件下，不符合运动学原理，容易导致车轮滑移甚至滑转，降低了转向时的安全系数。例如：车辆直行时，由于路面并非完全平整，垂直度不相同，会导致车轮路程不一致；车辆转向时，外侧车轮转弯半径大于内侧；此外，车辆左右侧负荷、轮胎气压以及磨损乃至制造误差等因素在长时间行驶下也会导致该情况发生。这会产生许多负面影响,轮胎磨损、燃料、功率额外消耗，车轮轴负载过重等等。为减缓该情况带来的弊端，在设计时我们通常加装差速器在车辆两驱动轮上，确保在不同路况，不同行驶条件下，车轮能够以不同速度旋转，以符合汽车运动学。差速

36、器从功能划分上来说仍然属于传动系，是一个差速传动机构，通过差速器分配2根输出轴的扭矩关系，这样就能够实现车辆行驶在任意情况下，驱动轮由于输出轴转动的角速度不同，因此动力传递相互独立，避免转向操作等过程中出现轮胎打滑的现象发生危险。差速器依照传动齿轮结构不同大致划分出蜗轮式、牙嵌自由轮式、凸轮式与齿轮式等，本次设计选用对称式圆锥行星齿轮差速器，以下进行重点介绍。3. 1差速器结构形式选择在现今汽车设计中，尤其是经济性轿车，对称锥齿轮式差速器得到普遍使用，这是由于该结构差速器结构组成不复杂，且质量较轻。其中，在最早的普通锥齿轮式差速器基础上，为适应各种车型的需要，工程师研发出了摩擦片式差速器和强制

37、锁止式差速器。齿轮差速器在传动齿轮的选择上有圆锥齿轮或圆柱齿轮，为了加强传动的平稳性，我们通常选择锥齿轮作为传动齿轮。而军用汽车上则经常使用强制锁止式差速器，即在对称锥齿轮式结构的基础上，设计一个安全部件，如果其中有驱动轮在行驶过程中出现划转现象，该部件会立即停止差速器工作，以防出现失控的危险，该部件被称作差速锁。如图3T,常见对称式圆锥齿轮差速器结构。主要部件有四个行星齿轮、齿轮轴、差速器左右壳及齿轮垫片等。该结构的优点在于结构组成相对不复杂，制造难度较低，且工作稳定性好，具有很高的性价比，所以市场应用广阔，在轿车、货车和城市客车上都能见到。其中，在此基础上利用摩擦元件提升其防滑性能后，也可

38、以用于越野汽车中。1.12- 轴承；2-螺母；3,14-锁止垫片；4-差速器左壳；5,13-螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮;8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；IO-行星齿轮垫片；Il-差速器右壳图3T对称式圆锥行星齿轮差速器3. 2普通锥齿轮式差速器齿轮设计通常情况下，我们在主减速器从动齿轮处安装差速器壳，所以，在设计尺寸时时，拆装差速器是一个影响因素。相应地，差速器外廓尺寸也不宜过大，需与主减速器主、从动齿轮相配。4. 2.1差速器齿轮的基本参数的选择D确定行星齿轮数目由于不同汽车的负载情况不同，因此在行星齿轮数目的选择上，越野型车辆和载货型车辆的齿轮数通常为4,轻型轿车的行星齿轮数目通常

39、为2,本次设计参考车型为长安悦翔1.2TCVT,初步选择双行星齿轮结构设计，但经过校核不符合强度条件，所以本文设计仍然采用四行星齿轮设计。2)计算行星齿轮球面半径R。差速器的负载能力、结构尺寸因为受到行星齿轮安装尺寸的影响，都主要由Rg所决定，同时锥齿轮节锥距与Rg相关。所以行星齿轮球面半径的选择大小间接上影响了差速器的强度大小，查机械设计手册可得如下经验公式：Rz=K27Tmm(3-1)式中：T,计算转矩，T,=min|T,T,=3086.786N.mmK行星齿轮球面半径系数，取值区间2.522.99,该系数的取值与行星齿轮数目呈负相关，齿轮数越大，半径系数越小，因为本次设计n=4,所以本次

40、设计取K。=2.52将以上数据代入公式(3-1)后计算可得，取37mm由节距AO与球面半径R。之间的关系可得下式计算：A0=(0.980.99)Rmm=3624482366146mm取为36.4mm3)确定行星齿轮与半轴齿轮齿数差速器负载较重，因此对于齿轮的强度有一定要求，在模数选择数值较大的情况下，为防止齿轮尺寸过大，行星齿轮应当相应减少齿数，但最小值不能低于IO0根据收集到的资料显示，半轴齿轮齿数Z2的取值范围是14vZ2z2g左右半轴齿轮齿数，由于本次设计采用对称式，故相等；n一一行星齿轮数目。在此Zl=10,z2=16,满足以上要求。4)计算圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径zy,=arc

41、tan-rL=57.99462行星齿轮、半轴齿轮节锥角YI,YZ计算AfT:4yl=arctan=3200538z式中：ZZ2行星、半轴齿轮齿数。圆锥齿轮大端端面模数m计算如下：2A2Am=iLSin%=2-sin,=3.85839：ZlZl为确保齿轮运转安全，向上圆整，查表后选取m=5.5因此，节圆直径d可由如下式计算可得：d1 =mzi =5.510=55nund2 -mz2 =5.516=88mm5）压力角在早些年的汽车设计中，差速器齿轮压力角的选择上通常是20,并且确定齿高系数的值是1,但这种设计适用于齿轮齿数Z213的情况，本次设计中，半轴齿轮齿数为10,所以不适合于20压力角。此时

42、，我们改变齿高系数为0.8,齿数选择范围扩大，在维持原齿顶形状的情况下，压力角a的选择为22.5,并加厚半轴齿轮切向的厚度，确保半轴齿轮与行星齿轮负载强度接近。该结构设计在模数选择较大时，也能够保持齿轮强度达标。因此本次设计压力角a=22.506）行星齿轮安装孔直径？及深度L为确保装配顺利，故6值与齿轮轴外尺寸相等，同样，深度L即齿轮轴支承长度，二者关系由经验公式可得：L=l.l7；X101lkP式中：T0差速器传递转矩，N?m;1行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mmjl）.5d2,d2为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d2R8d2;n-行星齿轮数，n=4:Oo一支承面许用挤压应力，取98MPa

43、3.2.2差速器齿轮几何尺寸与强度的计算由于车辆行驶过程中，左右轮只是有时出现行驶不同路程情况，如转弯或出现打滑时，所以差速器并不是始终处于工作状态，啮合运动较少，故差速器齿轮的主要破坏形式为弯曲破坏，所以以下为弯曲强度计算，完成校核。轮齿弯曲强度。“计算如下式：式中：T单个半轴齿轮受单个行星齿轮转矩，N?m;式(3-7)中：T,计算转矩，T,=minT,T,=3086Nmmn行星齿轮数n=4;Z2半轴齿轮齿数16;K载荷分配系数，本次设计两齿轮均采用两端支承式安装，因此K的取值范围是K=LOOL10,为确保支承刚度的大小，本次设计选取K=I.10;K、尺寸系数，由于制造材料的各方向性质不均匀

44、造成的影响，该系数的取值与材料的热处理方式以及齿轮大小有关，本次设计齿轮材料选择为渗碳钢，查阅文献可得，K=2L=0.682：,V25.4K7质量系数，对于差速器齿轮，由于轮齿接触良好，加之本次设计径向跳动精度高，所以本文取K,=1.0;K0超载系数2.0;m模数5.5;F齿面宽，查阅机械设计手册可得F=(O.25O.3O)Ao=13mm;FWlOmJ齿轮弯曲应力总和系数，查阅机械设计手册可得J=0.2255将上述数据代入计算后可得，以T计算,得：2W3TiK9KKu=ymMPa=156.388Pa210.9P4KiFZ,m2J以T;=minT,T计算，得：20-TlK.KKCr=，I,MPa

45、=963.409Az980AfPa*K、FZ、nrJ显然，本次设计差速器齿轮校核成功。3. 2.3汽车行星齿轮和半轴齿轮的参数表查阅机械设计手册后可知，=20,h=l,c4=0.2o表3T几何参数及尺寸计算(Z=90)符号名称计算公式半轴齿轮行星齿轮分度圆直径d2=mZ2=88mmd1=mZ1=55mmh;齿根高hy1-h2-(h+c)m=6.6mmho齿顶高h-h2-hm=5.5mmd分度圆锥角2二90。-=57.994627.=r,cot-=3200538Z2d；齿根圆直径d2-d2-2h,cos2=81.004(dn=d1-2h,cos61=43.8064mmdo齿顶圆直径da=d1+2hcos1=643280