汽车差速器毕业设计论文

目 录第一部分 差速器设计及驱动半轴设计1 车型数据 32 普通圆锥齿轮差速器设计42.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 4 2.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构42.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计和计算52.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择52.3.2 差速器齿轮的几何计算92.3.3 差速器齿轮的强度计算102.3.4差速器齿轮的材料123 驱动半轴的设计 143.1 半浮式半轴杆部半径的确定143.2 半轴花键的强度计算163.3 半轴其他主要参数的选择173.4半轴的结构设计及材料与热处理17第二部分 6109客车总体设计要求 19 1. 6109客车车型数据 191.1尺寸参数 191.2质量参数 19 1.3发动机技术参数 191.3传动系的传动比 191.5轮胎和轮辋规格 202. 动力性计算 202.1发动机使用外特性 20 2.2车轮滚动半径 20 2.3滚动阻力系数f 202.4空气阻力系数和空气阻力 202.5机械效率 20 2.6计算动力因数 20 2.7确定最高车速 22 2.8确定最大爬坡度 22 2.9确定加速时间 23 3.燃油经济性计算 23 4.制动性能计算234.1最大减速度234.2制动距离S234.3上坡路上的驻坡坡度i1max： 244.4下坡路上的驻坡坡度i2max： 24 5. 稳定性计算 24 5.1纵向倾覆坡度：245.2横向倾覆坡度 24 N 结束语 24 参考文献 26 第一部分 差速器设计及驱动半轴设计1 车型数据1.1参数表参数名称 数值 单位汽车布置方式 前置后驱 总长 4320 mm 总宽 1750 mm 轴距 2620 mm前轮距 1455 mm后轮距 1430 mm整备质量 1480 kg总质量 2100 kg发动机型式 汽油 直列 四缸 排量 1.993 L最大功率 76.0/5200 KW最大转矩 158/4000 NM 压缩比 8.7:1离合器 摩擦式离合器 变速器档数 五档 手动轮胎类型与规格 185R14 km/h转向器 液压助力转向前轮制动器 盘后轮制动器 鼓 前悬架类型 双叉骨独立悬架后悬架类型 螺旋弹簧最高车速 140 km/h2 普通圆锥齿轮差速器设计汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。差速器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。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。2.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图2-1 差速器差速原理 如图2-1所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳3与行星齿轮轴5连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮6固连在一起，固为主动件，设其角速度为；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为和。A、B两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。行星齿轮的中心点为C，A、B、C三点到差速器旋转轴线的距离均为。 当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径上的A、B、C三点的圆周速度都相等（图2-1），其值为。于是=，即差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度自转时（图），啮合点A的圆周速度为=+，啮合点B的圆周速度为=-。于是+=（+）+(-)即 + =2 （2-1） 若角速度以每分钟转数表示，则 （2-2）式（2-2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。有式2-2）还可以得知：当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时），若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。2.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图3-2所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。图2-2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器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；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳2.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计和计算由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。2.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择1.行星齿轮数目的选择 载货汽车采用2个行星齿轮。 2.行星齿轮球面半径的确定 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： mm 12(2-3) 式中：行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99，对于有2个行星齿轮的载货汽车取小值； T计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，Nm.计算转矩的计算 （2-4） 式中车轮的滚动半径， =0.398migh变速器量高档传动比。igh =1根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。把nn=5200r/n , =140km/h , r=0.398m , igh=1代入（2-4）计算出 i=5.91从动锥齿轮计算转矩Tce （2-5） 式中：Tce计算转矩，Nm；Temax发动机最大转矩；Temax =158 Nmn计算驱动桥数，1；if变速器传动比，if=3.704；i0主减速器传动比，I 0=5.91；变速器传动效率，=0.96；k液力变矩器变矩系数，K=1；Kd由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1；i1变速器最低挡传动比，i1=1；代入式（2-5），有： Tce=3320.4 Nm主动锥齿轮计算转矩T=896.4Nm根据上式=2.7=40mm 所以预选其节锥距A=40mm3.行星齿轮与半轴齿轮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10。半轴齿轮的齿数采用1425，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比/在1.52.0的范围内。 差速器的各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，即应满足的安装条件为： (2-6) 式中：，左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，= 行星齿轮数目； 任意整数。在此=12，=20 满足以上要求。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， =30.96 =90-=59.03 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m m=3.35 查阅文献3 取m=4mm得=48mm =420=80mm 5.压力角目前，汽车差速器的齿轮大都采用22.5的压力角，齿高系数为0.8。最小齿数可减少到10，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。由于这种齿形的最小齿数比压力角为20的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。在此选22.5的压力角。6. 行星齿轮安装孔的直径及其深度L行星齿轮的安装孔的直径与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取： 式中：差速器传递的转矩，Nm；在此取3320.4Nm 行星齿轮的数目；在此为4 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm， 0.5d， d为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d0.8； 支承面的许用挤压应力，在此取69 MPa根据上式 =64mm =0.564=32mm 18.4mm 20mm2.3.2 差速器齿轮的几何计算表3-1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数10，应尽量取最小值=122半轴齿轮齿数=1425，且需满足式（1-4）=203模数=4mm4齿面宽b=(0.250.30)A;b10m20mm 续表 序号项目计算公式计算结果5工作齿高=6.4mm6全齿高7.2037压力角22.58轴交角=909节圆直径； 10节锥角，=30.96，11节锥距=40mm12周节=3.1416=12.56mm13齿顶高;=4.14mm=2.25mm14齿根高=1.788-;=1.788-=3.012mm;=4.9mm15径向间隙=-=0.188+0.051=0.803mm16齿根角=;=4.32; =6.9817面锥角；=35.28=66.0118根锥角；=26.64=52.0519外圆直径；mmmm20节圆顶点至齿轮外缘距离mmmm续表序号项目计算公式计算结果21理论弧齿厚 =5.92 mm=6.63 mm22齿侧间隙=0.2450.330 mm=0.250mm23弦齿厚=5.269mm=6.49mm24弦齿高=4.29mm=2.32mm2.3.3 差速器齿轮的强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核。轮齿弯曲强度为 MPa (3-6) 式中：差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式 在此为498.06Nm； 差速器的行星齿轮数； 半轴齿轮齿数；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0.629载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，1.001.1；其他方式支承时取1.101.25。支承刚度大时取最小值。质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向跳动精度高时，可取1.0; 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图1-1可查得=0.225图1-2 弯曲计算用综合系数根据上式=478.6MPa980 MPa所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。此节内容图表参考了著作文献1中差速器设计一节。2.3.4差速器齿轮的材料差速器齿轮和主减速器齿轮一样，基本上都是用渗碳合金钢制造，目前用于制造差速器锥齿轮的材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。3 驱动半轴的设计 驱动半轴位于传动系的末端，其基本功用是接受从差速器传来的转矩并将其传给车轮。对于非断开式驱动桥，车轮传动装置的主要零件为半轴；对于断开式驱动桥和转向驱动桥，车轮传动装置为万向传动装置。万向传动装置的设计见第四章，以下仅讲述半轴的设计。2.1结构形式分析 根据课题要求确定半轴采用半浮式半轴结构，具体结构采用以突缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接 参考文献1图9-99（b）。 半浮式半轴(图528a)的结构特点是半轴外端支承轴承位于半轴套管外端的内孔，车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩外，其外端还承受由路面对车轮的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半轴结构简单，所受载荷较大，只用于轿车和轻型货车及轻型客车上。 3.1 半浮式半轴杆部半径的确定半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。半轴的计算应考虑到以下三种可能的载荷工况：（1）纵向力X2最大时(X2Z2)，附着系数预取0.8，没有侧向力作用；（2）侧向力Y2最大时，其最大值发生于侧滑时，为Z2中，侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数，在计算中取1.0，没有纵向力作用；（3）垂向力Z2最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为(Z2-gw)kd，kd是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力的作用。 由于车轮承受的纵向力、侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即故纵向力X2最大时不会有侧向力作用，而侧向力Y2最大时也不会有纵向力作用。 初步确定半轴直径在0.040m 该值参考文献2半浮式半轴设计应考虑如下三种载荷工况：(1) 纵向力最大，侧向力为0：此时垂向力，取10500N纵向力最大值，计算时可取12，取08。得=6300N =5040N 半轴弯曲应力，和扭转切应力为 式中，a为轮毂支承轴承到车轮中心平面之间的距离，a取0.06m= 77.08mpa = 199.63mpa 合成应力=406mpa (2)侧向力最大，纵向力=0，此时意味着发生侧滑：外轮上的垂直反力。和内轮上的垂直反力分别为 式中，为汽车质心高度参考一般计算方法取738.56mm；为轮距 =1430mm；为侧滑附着系数，计算时可取10。外轮上侧向力和内轮上侧向力分别为 内、外车轮上的总侧向力为。这样，外轮半轴的弯曲应力和内轮半轴的弯曲应力分别为= 565.1mpa =666.4 mpa (3)汽车通过不平路面，垂向力最大，纵向力，侧向力：此时垂直力最大值为：式中，是为动载系数，轿车：，货车：，越野车：。半轴弯曲应力，为=87.7mpa 故校核半径取0.040m满足合成应力在600mpa -750mpa范围3.2 半轴花键的强度计算在计算半轴在承受最大转矩时还应该校核其花键的剪切应力和挤压应力。半轴花键的剪切应力为 （3-1）半轴花键的挤压应力为 （3-1）式中T半轴承受的最大转矩，T=3320.4Nm；DB半轴花键(轴)外径，DB=44mm；dA相配的花键孔内径，dA=40mm；z花键齿数，在此取20；Lp花键工作长度，Lp=55mm；b花键齿宽，b=3.75 mm；载荷分布的不均匀系数，取0.75。 将数据带入式（3-1）、（3-2）得：=51.1MPa=95.8 MPa根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力不应超过71.05 MPa，挤压应力不应超过196 MPa，以上计算均满足要求。 上述花键部分主要参考著作图书文献3表4-33.3 半轴其他主要参数的选择花键参数：齿数：20齿， 模数：1.5, 油封外圆直径：60,65半轴长度：744.5 参考文献（2）第四章第三节 法兰参数：5-16.2B10,分布圆120十孔位置度0.2 上述参数主要参考网络文献（1）： 3. 4半轴的结构设计及材料与热处理为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径，常常将加工花键的端部做得粗些，并适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增加，通常取10齿(轿车半轴)至18齿(载货汽车半轴)。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。重型车半轴的杆部较粗，外端突缘也很大，当无较大锻造设备时可采用两端均为花键联接的结构，且取相同花键参数以简化工艺。在现代汽车半轴上，渐开线花键用得较广，但也有采用矩形或梯形花键的。半轴多采用含铬的中碳合金钢制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi等。40MnB是我国研制出的新钢种，作为半轴材料效果很好。半轴的热处理过去都采用调质处理的方法，调质后要求杆部硬度为HB388444(突缘部分可降至HB248)。近年来采用高频、中频感应淬火的口益增多。这种处理方法使半轴表面淬硬达HRC5263，硬化层深约为其半径的13，心部硬度可定为HRC3035；不淬火区(突缘等)的硬度可定在HB248277范围内。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，以及采用喷丸处理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等工艺，使半轴的静强度和疲劳强度大为提高，尤其是疲劳强度提高得十分显著。由于这些先进工艺的采用，不用合金钢而采用中碳(40号、45号)钢的半轴也日益增多。第二部分 6109客车总体设计要求1. 6109客车车型数据1.1尺寸参数：见表1表1 6108客车整车尺寸参数尺寸类型项目参数值整车外形尺寸（mm）总长LB9000总宽BB2470总高HB3300车厢内部尺寸（mm）长LB8100宽BB2300高HB1930底盘布置尺寸（mm）轴距L4300前后轮距B1/B21930/1790通过性参数（整车整备静态）最小离地间隙hmin（mm）230接近角（）9离去角（）8.51.2质量参数：见表2表2 6108客车质量参数表类别项目参数值质量参数整车整备质量me（kg）8100乘员数30(座)+15(立)+1人最大总质量ma (kg)10500最大轴载质量（kg）前轴G15775后轴G247251.3发动机技术参数：见表3 表3 PE6T发动机性能参数型号PE6T额定功率Pe (kw)135额定功率转速ne (rpm)2500最大转矩Ttq (nm)710最大转矩时转速nt (rpm)1650全负荷最低燃油消耗量b (kwh)2201.3传动系的传动比：见表4表4 变速器和主减速器的传动比档位档(ig1)档(ig2)档(ig3)档(ig4)档(ig5)倒档速比6.934.032.3651.401.006.93主减速器传动比ig06.1231.5轮胎和轮辋规格：轮胎：9R22.52. 动力性计算2.1发动机使用外特性：根据发动机厂提供的外特性曲线列成表5表5 发动机外特性参数表Ne（rpm）6009001200150018002100Pe（kw）52.6081.47110.92141.50168.09192.10Ttq（Nm）837.2864.5882.7900.9891.8873.6B(g/ kwh)2242202172152152172.2车轮滚动半径： 轮胎：9R22.5 rr0.495m2.3滚动阻力系数f： 为计算方便，近似取0.0152.4空气阻力系数和空气阻力： 本车的空气阻力系数CD=0.7迎风面积ABBHB=2.473.3=8.151(m2)式中：BB为汽车总宽2470mm；HB为汽车总高3300mm2.5机械效率： T=变 *主 *传 式中：变为变速器传动效率，近似取95% 主为主减速器传动效率，取96% 传为万向节传动效率，单个万向节取98%，两个万向节取96% T =95%*96%*96%=87.6%2.6计算动力因数： 各档动力因数的计算按下列公式计算 式中：ig各档传动比 G汽车总重 Ua车速 Ft驱动力 Fw空气阻力 D动力因数各档的动力因数见表6表10表6 档的计算结果Ua（km/h）2.613.965.286.67.929.24Ft（N）4905050649.8351681.5527885225551188Fw（N）1.8234.237.5211.7616.9323.05D0.4760.4920.5020.5120.5070.497表7 档的计算结果Ua（km/h）4.256.38.410.512.614.7Ft（N）285242945430075306953038529765Fw（N）4.8710.719.0529.742.858.3D0.2770.2860.2920.2980.2940.288表8 档的计算结果Ua（km/h）7.711.5215.319.22326.8Ft（N）167341728017644180081782617462Fw（N）16.035.763.299.53142.8193.9D0.1620.1670.1700.1740.1710.167表9 档的计算结果Ua（km/h）13.0219.5326.0432.539.0654.5Ft（N）99091023210447106621055310339Fw（N）45.77102.9183.08285.1411.9568.8D0.0950.0980.0990.1000.0980.094表10 档的计算结果Ua（km/h）1832820.627.3636.4845.654.7263.8Ft（N）707872987451760575287375Fw（N）90.22202.1359.3561.4808.41099D0.0680.0700.0690.0680.0650.061表11 各档的最大动力因数表档位档档档档档最大动力因数Dmax0.4610.2820.1650.1010.071图1 6117客车的动力特性图2.7确定最高车速： 最高车速由下式求得： 式中：旋转质量转换系数 =f（cos+sin） 该车在良好水平面上达到最高车速时 =0 dua/dt=0 故D=f 最高车速为发动机给定的最大转速2100r/min时所对应的最高车速，其计算式为：ua=0.377*2100*0.495/（1*6.123）=64（km/h） 2.8确定最大爬坡度：I1max=tg1ma=tg29.9=0.575=57.5% 同理可算出其余各档的最大爬坡度，见表12档位档档档档档最大爬坡度57.5%29.5%16.1%8.5%5.5%2.9确定加速时间： 直接档的加速时间由下式确定 式中：a加速度 旋转质量换算系数，直接档为1.06 采用直接档由稳定车速30km/h加速到65km/h所需时间由下式积分得到： 3. 燃油经济性计算 汽车等速行驶消耗的功率为： Ff=Gf=magf=10500*9.8*0.015=1543.5（N） Fw=Cd*A*Ua2/21.15=0.7*8.151*402/21.15=431.6(N) P=(Ff+ Fw) Ua /(3600*t)=25.05（kw） 等速百公里油耗为：式中：b燃油消耗率，由发动机特性可知b224g/(kwh)，按b=224 g/(kwh)算。为柴油比重，取=8.1N/L4. 制动性能计算4.1最大减速度amax： 紧急制动时，前后轮同时拖滑，制动力为 F=G*g* amax=F/g=*g=0.7*9.8=6.86（m/s2） 式中：路面附着系数，取=0.74.2制动距离S: 式中：Ua0制动初速度，Ua0=40km/h 制动迟滞时间，对于液压制动=0.04s 制动迟滞时间，对于液压制动=0.2s同理，可得到制动初速度为30km/h的制动距离：4.3上坡路上的驻坡坡度i1max：式中：L1重心到前轴距离，L1=2838mm L轴距，L=4300mm4.4下坡路上的驻坡坡度i2max：5. 稳定性计算5.1纵向倾覆坡度：保证该车在上坡时不发生纵向倾覆，则不发生纵向倾覆的最大坡角必须满足 即=110%该车最大爬坡度为imax=58.8%，远小于110%，故不会后翻。该车不倒溜的最大爬坡度为imax=70%由于imax70%，所以该车是先打滑而后倒溜，该车是安全的。5.2横向倾覆坡度： 保证该车在坡道上不发生横向倾覆，则不发生横向倾覆的最大坡度角必须满足 即 =71.1%参考文献著作图书文献（1） 刘惟信. 汽车设计 . 清华大学出版社, 2001.7（2） 李东江 李和 张大成 . 东南富利卡汽车维修手册 ,北京理工大学. 2003.5(3)吴宗泽，罗圣国 机械设计课程设计手册 第三版 高等教育出版社 2006.11 - 26 -