汽车差速器3D三维CATIA模型图纸

喜欢就充值下载吧。。资源目录里展示的文件全都有，，请放心下载，，有疑问咨询QQ:1064457796或者1304139763 ==================== 喜欢就充值下载吧。。资源目录里展示的文件全都有，，请放心下载，，有疑问咨询QQ:1064457796或者1304139763 ==================== 17卡环265Mn16主动齿轮120CrMnTi弧齿锥齿轮15轴套14514圆锥滚子轴承24513螺栓7轴承钢GB/T 5782M 812螺栓垫片708F11行星齿轮垫片208F10行星齿轮220CrMnTi9半轴齿轮220CrMnTi8花键轴2HT2007圆锥滚子轴承2轴承钢6圆锥滚子轴承2轴承钢5半轴齿轮垫片208F4一字轴120CrMo3定位销1Q2352差速器壳1HT3501从动齿轮145弧齿锥齿轮序号名称数量材料标准备注公式一的值对应的值kd1Temax124k1i13.45if1i03.60.96n1Tce1478.4768公式二Tz432.3i03.60.95Tc1478.4768零部件尺寸计算z111z240i03.6u3.62170.8819129Kd215Tc1478.4768D147.46719804根号三11.39212753验算0.378787879ms4.315199822b129b226公式三p653.3119730.519635994分度圆直径D147分度圆直径D2171ms4b129b226主动齿根弯曲应力561.788998从动齿根弯曲应力617.9678978轮齿接触强度2342.388095GG备注由于猛接离合器而产生的动载系数液力变矩器变矩系数变速器最低档传动比分动器传动比主传动比（3.23.9）变速器传动效率驱动桥数从动锥齿轮计算转矩主动锥齿轮的计算转矩主传动比（3.23.9）主、从动锥齿轮间的传动效率（双曲面齿轮副：当i0大于6时，取85%；当i0小于6时，取90%。）计算转矩（直接取Tce；地面的附着系数足够大）乘用车不应该小于9；（自行取9）36主传动比（3.23.9）齿数比从动锥齿轮大端分度圆直径直径系数，一般为13.015.3；（取15）计算转矩（直接取Tce；地面的附着系数足够大）Km端面模数主动锥齿轮齿面宽b1从动锥齿轮齿面宽b2单位齿长圆周力计算公式一1478.4768 Tce从动锥齿轮计算转矩公式二432.3 Tz主动锥齿轮的计算转矩齿顶圆直径D353齿顶圆直径D4169齿根圆直径D542.5齿根圆直径D6158.5 行星齿轮数n2行星齿轮球面半径系数Kb3差速器计算转矩Td=Tce1478.48行星齿轮球面半径Rb34.18行星齿轮节锥距A033.83行星齿轮Z115半轴齿轮齿数Z224齿数比验算（1.52）1.6行星齿轮锥角132.00半轴齿轮节锥角258模数m2.5行星齿轮支承面中点到锥顶的距离Rd28.8行星齿轮轴直径d15行星齿轮在轴上的支承长度L17Tc半轴齿轮计算转矩1478.48Ks尺寸系数0.490639504Km齿面载荷分配系数1.1Kv质量系数1m端面模数3d2半轴齿轮大端分度圆直径72b2半轴齿轮齿宽21.6J综合系数0.23轮齿弯曲应力743.5930356行星齿轮和、15半轴齿轮齿数24 学号 06181018 成绩 主减速器及差速器设计说明书 课程名称 《汽车设计综合设计》 设计名称 主减速器及差速器设计 设计时间 2021年9-10月 系 别 机械工程学院 专 业 班 级 车辆一班 姓 名 指导教师 2021年 10月 23日 23 目录 1、设计任务及要求 1 1.1 任务题目 1 1.2 进度安排 2 2、驱动桥结构方案 4 2.1 驱动桥概述 4 2.2 驱动桥类型选择 4 2.3 主减速器 6 2.4 普通圆锥齿轮差速器 6 2.5 主减速器、差速器位置设计 7 2.6 传动方案的设计 7 3、零部件尺寸计算 8 3.1 主减速器设计 8 3.2差速器设计 12 3.3 半轴设计 15 4．三维建模及二维平面图 16 4.1 三维建模 16 4.2 二维平面图 20 参 考 文 献 22 致 谢 23 1、设计任务及要求 1.1 任务题目 设计题目为面包车后桥差速器设计 表1-1 车型参数 车型 发动机Nmax 发动机Mmax I档变比 主传动比 驱动方案 发动机 5、E1 66kw/5600rpm 124N.m/2800rmp 3.45 3.2～3.8 FR 纵置 已知条件：（1）假设地面的附着系数足够大； （2）发动机到主传动主动齿轮的传动效率； （3）车速度允许误差为±3%； （4）工作情况：每天工作16小时，连续运转，载荷较平稳； （5）工作环境：湿度和粉尘含量设为正常状态，环境最高温度为30度； （6）要求齿轮使用寿命为17年（每年按300天计，每天平均10小时）； （7）生产批量：中等。 （8）半轴齿轮、行星齿轮齿数，可参考同类车型选定，也可自己设计。 （9）主传动比、转矩比参数选择不得雷同。 1.2 进度安排 （1）课程设计的步骤（共五阶段部分） 表1-2 课程设计进度安排 序号 阶段内容 第一阶段 设计计算（第1-4周） 1-4周 布置任务、拆装部件、讲解工作原理、计算方法讲解 答疑和进度检查 阶段检查，给出阶段成绩 第二阶段 三维建模（第5周～第8周） 5-8周 部件测绘、三维建模 答疑和进度检查 阶段检查，给出阶段成绩 第三阶段 二维平面图（第9周～第11周） 9-11周 绘制部件装配图、零件工作图（CATIA制图） 答疑和进度检查 阶段检查给出阶段成绩 第四阶段 二维零件图（第12-13周） 12-13周 由指导教师指定两个零件。绘制主要零件工作图（CATIA制图） 阶段检查给出阶段成绩 第五阶段 编写说明书（第14-16周） 14-16周 编写课程设计说明书、整理课程设计资料、装档案袋并上交 阶段检查给出阶段成绩；出图（部件装配图、零件图） 答辩 设计计算。可参考《车辆设计》教材。 （2） 三维建模所有零件的三维模型和装配。（CATIA制图） （3） 绘制A0二维装配图。（CATIA制图） （4） 绘制零件图。零件图每人2张，由指导教师分配任务，纸张大小、比例自定或指导老师安排。 （5） 整理说明书。字数5000字以上。格式参考模板。说明书应包括下面内容：①、设计任务及安排。②结构原理和现状比较。③参数选择与计算、三维建模、二维制图过程。④参考文献。⑤致谢。⑥附录（包括零件图和装配图）。 2、驱动桥结构方案 2.1 驱动桥概述 汽车动力通常由发动机、变速器、传动轴、主减速器、差速器、半轴等到传到车轮。主减速器、差速器、半轴、万向节、驱动车轮和桥壳等组成了汽车驱动桥。可见，驱动桥为汽车传动系统中最末端总成。 驱动桥的功用是：1.将传动装置传来的发动机转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动车轮，实现降速增大转矩；2.通过主减速器圆锥齿轮副或双面齿轮副改变转矩的传递方向；3.通过差速器实现两侧车轮差速作用，保证内外两侧车轮以不同转速转向；4.通过桥壳和车轮实现承载及传力作用。 2.2 驱动桥类型选择 驱动桥的结构形式和驱动车轮的悬架结构密切相关。当车轮釆用非独立悬架时（绝大多数载货汽车和少量轿车），釆用的为非断开式驱动桥。整个驱动桥通过弹性悬架与车架连接，由于半轴套管与主减速器壳是刚性连成一体的，两侧半轴和驱动轮不可能在橫向平面内作相对运。故非断开式驱动桥亦廊为整体式驱动桥。 驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的型式。在汽车轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在给定速比的条件下,如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，可采用双极结构。在双级主减速器中，通常把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳体内，也可以将第二级减速齿轮作为轮边减速器。对于轮边减速器：越野汽车为了提高离地间隙，可以将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方：公共汽车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度，以提高稳定性和乘客上下车的方便，可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方：有些双层公共汽车为了进一步降低车厢地板高度，在釆用圆柱齿轮轮边减速器的同时，将主减速器及差速器总成也移到一个驱动车轮的旁边。 图2-1 整体式驱动桥 图2-2 驱动桥组成 为了提高汽车行驶平顺性和通过性，大部分轿车和越野车全部或部分驱动桥采用独立悬架，即两侧的驱动轮分别用弹性悬架与车架相连接，两轮可彼此独立地相对于车架跳动。与此相应，主减速器壳固定在车架上。驱动桥壳应制成分段，并通过铰接连接，这种驱动桥称为断开式驱动桥。 图2-3 断开式驱动桥 汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减震装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，而汽车簧下部分质量的大小，对其平舒宁也有显著 的影响。断开时驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减少汽车在不平路面上行驶时的震动和车厢倾斜，提高汽车的形式平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的循坏，提高其可靠性及使用寿命。 2.3 主减速器 1.主减速器的功用 1）降低转速，增大转矩； 2）改变转矩旋转方向； 2.结构形式 1）按参加减速器传动的齿轮副数目分，有主减速器和双极减速器； 2）按主减速器传动比档数分，有单速式和双速式； 3）按齿轮副结构分，有圆柱齿轮式、圆锥齿轮式和准双面齿轮式； 3.结构特点 1）斜齿圆柱齿轮特点是主从动轮轴线平行； 2）曲线齿锥齿轮特点是主从动锥齿轮垂直且相交； 3） 准双曲面锥齿轮特点是主从动锥齿轮轴线垂直但不相交，有轴线偏移。 图2-4 主动和从动齿轮轴线位置 2.4 普通圆锥齿轮差速器 差速器的功用是既能向两侧驱动轮传递转矩，又能使两侧驱动轮以不同转速转动，以满足转向灯情况下内外驱动轮要以不同转速转动的需要。转向时外侧车轮滚过的路程长，内侧车轮滚过的路程短，要求外侧车轮转速快于内侧车轮，即希望内外侧车轮转速不同。 通过运动学分析可以掌握差速器的差速原理；通过动力学分析可以掌握其转矩分配特性。内摩擦力矩很小的对称式锥齿轮差速器的运动学和动力学特性可以概括为‘差速但不差转矩’，即可使两侧驱动轮以不同转速转动，但不能改变传给两侧驱动轮的转矩。 2.5 主减速器、差速器位置设计 我们设计的是发动机前置后驱家用轿车的主减速器及差速器。主减速器及差速器的位置布置如下图 。 图2-5 主减速器和差速器位置示意图 主动轮齿轮：Z1=11,从动轮齿轮：Z2=40 桥壳形式：断开式 半轴形式：全浮式 差速器形式：直齿圆锥齿轮式 2.6 传动方案的设计 图2-6 圆锥行星齿轮差速器 3、零部件尺寸计算 3.1 主减速器设计 （一）主减速器齿轮计算载荷 按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce； 发动机最大转矩——Temax=124N∙m； 驱动桥数——n=1； 发动机到万向传动轴之间的传动效率——η=0.96； 变速器一档传动比——i1=3.45； 主减速器传动比——i0=3.6； 分动器传动比——if=1； 猛接离合器所产生的动载系数——kd=1； 液力变矩器变矩系数——k=1； 则从动锥轮计算转矩 Tce=kdTemaxki1ifi0ηn=1×124×1×3.45×1×3.6×0.961≈1478.48N∙m； 主、从动锥齿轮间的传动效率——ηG=0.95； 主动锥齿轮的计算转矩Tz=Tcei0ηG=1478.483.6×0.95≈432.3N∙m； （二）锥齿轮主要参数的选择 (1) 主、从动锥齿轮齿数z1和z2； 对于乘用车，z1一般不少于9。本次设计取z1=11，则z2=z1∙i0=11×3.6≈40。 (2) 从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms 直径系数——KD2=15；直径系数，一般为13.0～15.3；（取15） 从动锥齿轮大端分度圆直径D2=KD23Tce=15×31478.48≈170.9mm； 齿轮端面模数ms=D2z2=170.940≈4.3∈km3Tce，模数系数km=0.3~0.4； 取齿轮端面模数ms=4； (3) 主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2 从动锥齿轮齿面宽b2=0.155D2=0.155×160.6≈26mm； 主动锥齿轮齿面宽b1=1.1b2=1.1×25≈29mm h=2ha*+c*mt=2×1+0.25×4mm=9mm 宽高比b2/h，bh=269≈2.89。b1/h，bh=299≈3.22。 (4) 中点螺旋角β 汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为35°~40°； 本次设计选用中点螺旋角β=37°； (5) 法向压力角α 对于弧齿锥齿轮，乘用车的α一般选用14°30'或16°。 本次设计选用法向压力角α=16°。 （三）强度校核计算 (1) 单位齿长圆周力 主动锥齿轮中点分度圆直径——D1=ms∙z1=4×11=44mm； 单位齿长圆周力 p=2kdTemaxkigifηnD1b2×103=2×1×124×1×3.45×1×0.9644×26×103≈653.3N<893N； (2) 轮齿弯曲强度 过载系数k0=1； 尺寸系数ks≈0.62； 齿面载荷分配系数km=1.05； 质量系数kv=1； 主动锥齿轮的轮齿弯曲应力综合系数Jw=0.23； 从动锥齿轮的轮齿弯曲应力综合系数Jw=0.22； 则主动锥齿轮的齿根弯曲应力为： 2Tzk0kskmkvmsb1D1Jw×103=2×432×1×0.62×1.051×4×27×40×0.23×103≈562MPa<700MPa 从动锥齿轮的齿根弯曲应力为： 2Tcek0kskmkvmsb2D2Jw×103=2×1478.48×1×0.62×1.051×4×25×161×0.22×103≈618MPa<700MPa (3) 轮齿接触强度 尺寸系数ks=1； 齿面品质系数kf=1； 综合弹性系数cp=232.6N1/2/mm； 齿面接触强度的综合系数JJ=0.15； b取b1和b2中的较小值； 则锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： σJ=cpD12Tzk0kskmkvbJJ×103=232.6452×432.3×1×1×1.051×25×0.15×103≈2342.39MPa 项目 计算公式 计算结果 模数 m 4 主动锥齿轮齿数 Z1>9 11 从动锥齿轮齿数 Z2=i0*Z1 40 齿顶高 ha=m 4 齿根高 hf=1.2m 4.8 齿高 h=2.2m 8.8 主动锥齿轮分度圆直径d1 d=mz d1=44 从动锥齿轮分度圆直径d2 d2=160 主动锥齿轮分度圆锥角δ1 δ1=arctan(Z1/Z2) δ1=15。 从动锥齿轮分度圆锥角δ2 δ2=90。-δ1 δ2=75。 主动锥齿轮外锥距R1 R=d/2sinδ R1=85 从动锥齿轮外锥距R2 R2=83 齿宽b1，b2 b=（0.25-0.35）R b1=25.5 b2=24.9 主动锥齿轮齿顶圆直径da1 da=m*(z+2cosδ) da1=52 从动锥齿轮齿顶圆直径da2 da2=162 主动锥齿轮齿根圆直径df1 df=m(z-2.4cosδ) df1=35 从动锥齿轮齿根圆直径df2 df2=158 主动锥齿轮齿顶角θa1 θa=arctan(2sinδ/z) θa1=2.5。 从动锥齿轮齿顶角θa2 θa2=2.5。 主动锥齿轮齿根角θf1 θf=arctan(2.4sinδ/z) θf1=3。 从动锥齿轮齿根角θf2 θf2=3。 主动锥齿轮顶锥角δa1 δa=δ+θa δa1=17.5。 从动锥齿轮顶锥角δa2 δa2=77.5。 主动锥齿轮根锥角δf1 δf=δ-θf δf1=12。 从动锥齿轮根锥角δf2 δf2=72。 传动比i i=Z2/Z1=40/11=3.6 i=3.6 齿宽系数φR φR=0.25~0.30 φR=0.28 中点螺旋角β β =40° β =37° 压力角 α =16° α =16° （四）主减速器锥齿轮材料 驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其他齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点，是传动系中最薄弱环节。 汽车主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WmoV等。 3.2差速器设计 在这里我们选用普通锥齿轮式差速器，普通锥齿轮式差速器由于结构简单、工作平稳可靠，一直广泛用于一般使用条件下的汽车驱动桥中。ω0为差速器壳的角速度；ω1、ω2分别为左、右两半轴的角速度；T0为差速器壳接受的转矩；Tr为差速器内摩擦力矩；T1、T2分别为左、右两半轴对差速器的反转矩。 根据运动分析可得 ω1+ω2=2ω0 显然，当一侧半轴不转时，另一侧半轴将以两倍的差速器壳体角速度旋转；当差速器壳体不转时，左右半轴将等速、反向旋转。 根据力矩平衡可得5 T1+T2=T0 T2-T1=Tr 差速器性能常以锁紧系数k来表征，定义为差速器的内摩擦力矩与差速器壳接受的转矩之比，由下式确定 k=Tr/T0 结合力矩平衡式得 T1=0.5T0(1-k) T2=0.5T0(1+k) 定义半轴的转矩比为kb=T2/T1,则kb与k之间有 kb=1+k1-k;k=kb-1kb+1 普通锥齿轮差速器的锁紧系数k一般为0.05~0.15，两半轴的转矩比kb为1.11~1.35，这说明左、右半轴的转矩差别不大，故可以认为分配给两半轴的转矩大致相等，这样的分配比例对于良好路面上行驶的汽车来说是合适的。 我们取锁紧系数k为0.1，得到轴的转矩比kb为1.22。 T1分别为左两半轴对差速器的反转矩为T1=665.316N•m， T2分别为右两半轴对差速器的反转矩为T2=813.164N•m。 Tr差速器内摩擦力矩为Tr=147.848N•m。 （一）差速器齿轮主要参数选择 1. 行星齿轮数n 行星齿轮数n需根据承载情况来选择，本次设计选用n=2。 2. 行星齿轮球面半径Rb 行星齿轮球面半径Rb反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力。 行星齿轮球面半径系数——Kb=3； 差速器计算转矩Td=Tce=1478.48N∙m； 则行星齿轮球面半径Rb=Kb3Td=3×31478.48≈34.2mm； 行星齿轮节锥距A0=0.99Rb=0.99×34.2≈33.9mm； 3. 行星齿轮和半轴齿轮齿数z1、z2 本次设计选用行星齿轮齿数z1=13，半轴齿轮齿数z2=23；z2z1=2313≈1.8∈(1.5~2)。 4. 行星齿轮和半轴齿轮节锥角γ1、γ2及模数m 行星齿轮节锥角γ1=arctanz1z2=arctan1524≈30°； 半轴齿轮节锥角γ2=arctanz2z1=arctan2415≈60°； 锥齿轮大端的端面模数为m=2A0z1sinγ1=2×33.911×sin30°≈2.6，取m=3。 5. 压力角α 本次设计选用压力角α=22°30'。 6. 行星齿轮轴直径d及支承长度L 差速器壳传递的转矩——T0=1478.48N∙m； 行星齿轮支承面中点到锥顶的距离——rd=0.5×0.8×mz2=0.5×0.8×3×23=27.6mm； 支承面允许挤压应力——σc=98MPa； 则行星齿轮轴直径d=T0×1031.1σcnrd=1478.48×1031.1×98×2×27.6≈16mm； 行星齿轮在轴上的支承长度L=1.1d=1.1×18.31≈17mm； （二）差速器齿轮强度计算 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传动状态，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计算。 Tc——半轴齿轮计算转矩。T0 =min[Tce，Tcs]， 当T0=Tce 时,Tc＝0.6×T0=0.6*1478.48=887Nm； 当 T0=Tcf时，Tc＝0.6×T0=0.6*432.3=259 Nm Ks——尺寸系数，ks=4m25.4=4325.4≈0.511 Km——齿面载荷分配系数。跨置式支撑结构Km=1~1.1，取Km=1.1 Kv——质量系数 ，Kv＝1 m——端面模数，m=3 b2——半轴齿轮齿宽，b2=0.3×d2=0.3×69=20.7mm d2——半轴齿轮大端分度圆直径，d2=mz2=3×23=69mm J——综合系数，查图得J=0.23 n——行星齿轮数，n=2 当T0=Tce 时,则轮齿弯曲应力 σw=2Tckskmkvmb2d2Jn×103=2×887×0.59×1.051×3×20.7×69×0.23×2×103≈557.6MPa。 当 T0=Tcf时,则轮齿弯曲应力 σw=2Tckskmkvmb2d2Jn×103=2×259×0.59×1.051×3×20.7×69×0.23×2×103≈163MPa 当T0=Tce 时，[σw]=980 MPa，σw=557MPa<[σw]。，符合设计要求。 当 T0=Tcf时，[σw]=210 MPa，σw=163MPa<[σw]。，符合设计要求。 项目 计算公式 计算结果 模数m m 3 行星齿数z1 Z1>=10 13 半轴齿数z2 Z2=14-25 23 齿顶高ha ha=m 3 齿根高hf hf=1.2m 3.6 齿高h h=2.2m 6.6 行星齿轮分度圆直径d1 d=mz d1=39 半轴齿轮分度圆直径d2 d2=69 行星齿轮分度圆锥角δ1 δ1=arctan(Z1/Z2) δ1=30 半轴齿轮分度圆锥角δ2 δ2=90。-δ1 δ2=60 行星齿轮外锥距R1 R=d/2sinδ R1=39 半轴齿轮外锥距R2 R2=40 齿宽b1，b2 b=（0.25-0.35）R b1=11.7 b2=12 行星齿轮齿顶圆直径da1 da=m*(z+2cosδ) da1=44 半轴齿轮齿顶圆直径da2 da2=72 行星齿轮齿根圆直径df1 df=m(z-2.4cosδ) df1=32.8 半轴齿轮齿根圆直径df2 df2=65.4 行星齿轮齿顶角θa1度 θa=arctan(2sinδ/z) θa1=4.3 半轴齿轮齿顶角θa2度 θa2=4.3 行星齿轮齿根角θf1度 θf=arctan(2.4sinδ/z) θf1=5 半轴齿轮齿根角θf2度 θf2=5 行星齿轮顶锥角δa1度 δa=δ+θa δa1=34.3 半轴齿轮顶锥角δa2度 δa2=73.3 行星齿轮根锥角δf1度 δf=δ-θf δf1=25 半轴齿轮根锥角δf2度 δf2=55 传动比i i=Z2/Z1=23/13=1.6 i=1.6 压力角 α=22°30′ α=22°30′ 齿宽系数φR φR=0.25~0.30 φR=0.28 行星齿轮轴直径 d=T0×1031.1[σc]nrd d=16mm 3.3 半轴设计 1.全浮式半轴的计算载荷可按车轮附着力矩Mϕ计算，即 Mϕ＝ξMmaxi0iη＝0.6×124×3.45×3.6×0.96＝887.09N.m＝887090N⋅mm（式4-11） 其中，ξ—差速器的转矩分配系数，对于普通圆锥行星齿轮差速器取0.6 Mmax—发动机最大转矩，题目所给为124 N·M i0—主减速器传动比，题目所取为3.6 i—变速器I档传动比，i＝i1＝3.45 η—汽车传动效率，题目所给为0.96 全浮式半轴杆部直径可按下式初步选取： d＝K3Mϕ＝0.210×3887090＝20.18mm（式4-12） 式中，d为半轴杆部直径（mm）；Mϕ为半轴计算转矩（N·mm），K为直径系数，取0.205~0.218，最终取K＝0.210 半轴的扭转切应力 τ＝16Mϕπd3＝16×8870903.14×20.183＝550.04MPa（式4-13） 式中，τ为半轴扭转切应力；d为半轴直径。 半轴的扭转切应力宜为500~700MPa，故符合要求。 4．三维建模及二维平面图 4.1 三维建模 主要说明建模中关键参数和复杂部件的建模过程. 半轴齿轮（图4-1）建模：先在草图里建立新的平面，在新的平面里根据半轴齿轮的参数建立单个齿，通过使用圆形阵列命令建立完整凸台，生成齿轮后，再进行打孔，在孔中建立花键凸台，然后进行阵列。半轴齿轮垫片（图4-2），在草图画圆环，拉伸得到。 图4-1半轴齿轮图 图4-2半轴齿轮垫片 差速器壳体（图4-3），是一个铸造件，尺寸根据半轴齿轮与行星齿轮的装配关系进行设计。建凸台拔模，中心使用旋转槽命令进行加工，在内部加工出轴承定位的轴肩，铣壳体外平面平面在多建几个凸台，用于外部轴承的轴肩定位，打行星齿轮轴孔，并打销孔与螺栓安装孔。以下的其他建模，以此类推。 图4-3 差速器壳体 图4-4 行星齿轮 图4-5 卡环 行星齿轮（图4-4）建模与半轴齿轮建模步骤类似，卡环（图4-5）起固定半轴位置作用，在草图上画圆环拔模，然后在圆环缺口处建立新的草图画矩形草图进行拔模，最后使用镜像命令完成卡环建模。 图4-6 主动齿轮 图4-7 从动齿轮 图4-8 总装配 4.2 二维平面图 二维平面图介绍能帮助读懂图纸的说明。 零件二维图要有足够的尺寸，让工程师看到就能很明白，有技术要求，零件表面粗糙度，尺寸公差等，提升零件的精度。装配图则要表达好各个零件间的装配关系，装配操作技术要求等。 图4-9 差速器壳体二维图 图4-10 行星齿轮轴二维图 图4.11 主减速器及差速器总成装配二维图 参 考 文 献 ［1］. 赵汝嘉.计算机辅助工艺设计［M］.北京：机械工业出版社，1995 ［2］. 陈家瑞.汽车构造［M］.人民交通出版社.2006 ［3］. 陈锦昌.机械制图［M］.高等教育出版社.2010 ［4］. 王望予.汽车设计［M］.机械工业出版社2004 ［5］. 甘永立.几何量公差与检测［M］.上海科学技术出版社.2012 ［6］. 谭庆昌.赵洪志.机械设计［M］.高等教育出版社.2004 设计题目为轿车后桥差速器设计 表1-1 车型 发动机Nmax 发动机Mmax I档变比 主传动比 驱动方案 发动机 5、E1 66kw/5600rpm 124N.m/2800rmp 3.45 3.2～3.8 FR 纵置 已知条件：（1）假设地面的附着系数足够大； （2）发动机到主传动主动齿轮的传动效率 ； （3）车速度允许误差为±3%； （4）工作情况：每天工作16小时，连续运转，载荷较平稳； （5）工作环境：湿度和粉尘含量设为正常状态，环境最高温度为30度； （6）要求齿轮使用寿命为17年（每年按300天计，每天平均10小时）； （7）生产批量：中等。 （8）半轴齿轮、行星齿轮齿数，可参考同类车型选定，也可自己设计。 （11）主传动比、转矩比参数选择不得雷同。 设计的是发动机前置后驱轿车的主减速器及差速器， 主动轮齿轮：Z1=10 从动轮齿轮：Z2=36 主传动比：i0=3.6 齿轮比：u=36/10=3.6 桥壳形式：断开式 半轴形式：全浮式 差速器形式：直齿圆锥齿轮式 减速器设计 主减速器锥齿轮强度计算 1. 主减速器齿轮计算载荷 按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce； 发动机最大转矩——Temax=124N∙m； 驱动桥数——n=1； 发动机到万向传动轴之间的传动效率——η=0.96； 变速器一档传动比——i1=3.45； 主减速器传动比——i0=3.6； 分动器传动比——if=1； 猛接离合器所产生的动载系数——kd=1； 液力变矩器变矩系数——k=1； 则从动锥轮计算转矩 Tce=kdTemaxki1ifi0ηn=1×124×1×3.45×1×3.6×0.961≈1478.48N∙m； 主、从动锥齿轮间的传动效率——ηG=0.95； 主动锥齿轮的计算转矩Tz=Tcei0ηG=1478.483.6×0.95≈432.3N∙m； 2. 锥齿轮主要参数的选择 (1) 主、从动锥齿轮齿数z1和z2； 对于乘用车，z1一般不少于9。本次设计取z1=11，则z2=z1∙i0=11×3.6≈40。 (2) 从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms 直径系数——KD2=15；直径系数，一般为13.0～15.3；（取15） 从动锥齿轮大端分度圆直径D2=KD23Tce=15×31478.48≈170.9mm； 齿轮端面模数ms=D2z2=170.940≈4.3∈km3Tce，模数系数km=0.3~0.4； 取齿轮端面模数ms=4； (3) 主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2 从动锥齿轮齿面宽b2=0.155D2=0.155×160.6≈26mm； 主动锥齿轮齿面宽b1=1.1b2=1.1×25≈29mm h=2ha*+c*mt=2×1+0.25×4mm=9mm 宽高比b2/h，bh=269≈2.89。b1/h，bh=299≈3.22。 (4) 中点螺旋角β 汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为35°~40°； 本次设计选用中点螺旋角β=37°； (5) 法向压力角α 对于弧齿锥齿轮，乘用车的α一般选用14°30'或16°。 本次设计选用法向压力角α=16°。 (1) 单位齿长圆周力 主动锥齿轮中点分度圆直径——D1=ms∙z1=4×11=44mm； 单位齿长圆周力 p=2kdTemaxkigifηnD1b2×103=2×1×124×1×3.45×1×0.9644×26×103≈653.3N<893N； (2) 轮齿弯曲强度 过载系数k0=1； 尺寸系数ks≈0.62； 齿面载荷分配系数km=1.05； 质量系数kv=1； 主动锥齿轮的轮齿弯曲应力综合系数Jw=0.23； 从动锥齿轮的轮齿弯曲应力综合系数Jw=0.22； 则主动锥齿轮的齿根弯曲应力为： 2Tzk0kskmkvmsb1D1Jw×103=2×432×1×0.62×1.051×4×27×40×0.23×103≈562MPa<700MPa 从动锥齿轮的齿根弯曲应力为： 2Tcek0kskmkvmsb2D2Jw×103=2×1478.48×1×0.62×1.051×4×25×161×0.22×103≈618MPa<700MPa (3) 轮齿接触强度 尺寸系数ks=1； 齿面品质系数kf=1； 综合弹性系数cp=232.6N1/2/mm； 齿面接触强度的综合系数JJ=0.15； b取b1和b2中的较小值； 则锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： σJ=cpD12Tzk0kskmkvbJJ×103=232.6452×432.3×1×1×1.051×25×0.15×103≈2342.39MPa 项目 计算公式 计算结果 模数 m 4 主动锥齿轮齿数 Z1>9 11 从动锥齿轮齿数 Z2=i0*Z1 40 齿顶高 ha=m 4 齿根高 hf=1.2m 4.8 齿高 h=2.2m 8.8 主动锥齿轮分度圆直径d1 d=mz d1=44 从动锥齿轮分度圆直径d2 d2=160 主动锥齿轮分度圆锥角δ1 δ1=arctan(Z1/Z2) δ1=15。 从动锥齿轮分度圆锥角δ2 δ2=90。-δ1 δ2=75。 主动锥齿轮外锥距R1 R=d/2sinδ R1=85 从动锥齿轮外锥距R2 R2=83 齿宽b1，b2 b=（0.25-0.35）R b1=25.5 b2=24.9 主动锥齿轮齿顶圆直径da1 da=m*(z+2cosδ) da1=52 从动锥齿轮齿顶圆直径da2 da2=162 主动锥齿轮齿根圆直径df1 df=m(z-2.4cosδ) df1=35 从动锥齿轮齿根圆直径df2 df2=158 主动锥齿轮齿顶角θa1 θa=arctan(2sinδ/z) θa1=2.5。 从动锥齿轮齿顶角θa2 θa2=2.5。 主动锥齿轮齿根角θf1 θf=arctan(2.4sinδ/z) θf1=3。 从动锥齿轮齿根角θf2 θf2=3。 主动锥齿轮顶锥角δa1 δa=δ+θa δa1=17.5。 从动锥齿轮顶锥角δa2 δa2=77.5。 主动锥齿轮根锥角δf1 δf=δ-θf δf1=12。 从动锥齿轮根锥角δf2 δf2=72。 传动比i i=Z2/Z1=40/11=3.6 i=3.6 齿宽系数φR φR=0.25~0.30 φR=0.28 中点螺旋角β β =40° β =37° 压力角 α =16° α =16° 主减速器锥齿轮材料 驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其他齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点，是传动系中最薄弱环节。 汽车主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WmoV等。 差速器设计 普通锥齿轮式差速器 普通锥齿轮式差速器由于结构简单、工作平稳可靠，一直广泛用于一般使用条件下的汽车驱动桥中。ω0为差速器壳的角速度；ω1、ω2分别为左、右两半轴的角速度；T0为差速器壳接受的转矩；Tr为差速器内摩擦力矩；T1、T2分别为左、右两半轴对差速器的反转矩。 根据运动分析可得 ω1+ω2=2ω0 显然，当一侧半轴不转时，另一侧半轴将以两倍的差速器壳体角速度旋转；当差速器壳体不转时，左右半轴将等速、反向旋转。 根据力矩平衡可得5 T1+T2=T0 T2-T1=Tr 差速器性能常以锁紧系数k来表征，定义为差速器的内摩擦力矩与差速器壳接受的转矩之比，由下式确定 k=Tr/T0 结合力矩平衡式得 T1=0.5T0(1-k) T2=0.5T0(1+k) 定义半轴的转矩比为kb=T2/T1,则kb与k之间有 kb=1+k1-k;k=kb-1kb+1 普通锥齿轮差速器的锁紧系数k一般为0.05~0.15，两半轴的转矩比kb为1.11~1.35，这说明左、右半轴的转矩差别不大，故可以认为分配给两半轴的转矩大致相等，这样的分配比例对于良好路面上行驶的汽车来说是合适的。 我们取锁紧系数k为0.1，得到轴的转矩比kb为1.22。 T1分别为左两半轴对差速器的反转矩为T1=665.316N•m， T2分别为右两半轴对差速器的反转矩为T2=813.164N•m。 Tr差速器内摩擦力矩为Tr=147.848N•m。 差速器齿轮主要参数选择 1. 行星齿轮数n 行星齿轮数n需根据承载情况来选择，本次设计选用n=2。 2. 行星齿轮球面半径Rb 行星齿轮球面半径Rb反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力。 行星齿轮球面半径系数——Kb=3； 差速器计算转矩Td=Tce=1478.48N∙m； 则行星齿轮球面半径Rb=Kb3Td=3×31478.48≈34.2mm； 行星齿轮节锥距A0=0.99Rb=0.99×34.2≈33.9mm； 3. 行星齿轮和半轴齿轮齿数z1、z2 本次设计选用行星齿轮齿数z1=13，半轴齿轮齿数z2=23；z2z1=2313≈1.8∈(1.5~2)。 4. 行星齿轮和半轴齿轮节锥角γ1、γ2及模数m 行星齿轮节锥角γ1=arctanz1z2=arctan1524≈30°； 半轴齿轮节锥角γ2=arctanz2z1=arctan2415≈60°； 锥齿轮大端的端面模数为m=2A0z1sinγ1=2×33.911×sin30°≈2.6，取m=3。 5. 压力角α 本次设计选用压力角α=22°30'。 6. 行星齿轮轴直径d及支承长度L 差速器壳传递的转矩——T0=1478.48N∙m； 行星齿轮支承面中点到锥顶的距离——rd=0.5×0.8×mz2=0.5×0.8×3×23=27.6mm； 支承面允许挤压应力——σc=98MPa； 则行星齿轮轴直径d=T0×1031.1σcnrd=1478.48×1031.1×98×2×27.6≈16mm； 行星齿轮在轴上的支承长度L=1.1d=1.1×18.31≈17mm； 差速器齿轮强度计算 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传动状态，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计算。 Tc——半轴齿轮计算转矩。T0 =min[Tce，Tcs]， 当T0=Tce 时,Tc＝0.6×T0=0.6*1478.48=887Nm； 当 T0=Tcf时，Tc＝0.6×T0=0.6*432.3=259 Nm Ks——尺寸系数，ks=4m25.4=4325.4≈0.511 Km——齿面载荷分配系数。跨置式支撑结构Km=1~1.1，取Km=1.1 Kv——质量系数 ，Kv＝1 m——端面模数，m=3 b2——半轴齿轮齿宽，b2=0.3×d2=0.3×69=20.7mm d2——半轴齿轮大端分度圆直径，d2=mz2=3×23=69mm J——综合系数，查图得J=0.23 n——行星齿轮数，n=2 当T0=Tce 时,则轮齿弯曲应力 σw=2Tckskmkvmb2d2Jn×103=2×887×0.59×1.051×3×20.7×69×0.23×2×103≈557.6MPa。 当 T0=Tcf时,则轮齿弯曲应力 σw=2Tckskmkvmb2d2Jn×103=2×259×0.59×1.051×3×20.7×69×0.23×2×103≈163MPa 当T0=Tce 时，[σw]=980 MPa，σw=557MPa<[σw]。，符合设计要求。 当 T0=Tcf时，[σw]=210 MPa，σw=163MPa<[σw]。，符合设计要求。 项目 计算公式 计算结果 模数m m 3 行星齿数z1 Z1>=10 13 半轴齿数z2 Z2=14-25 23 齿顶高ha ha=m 3 齿根高hf hf=1.2m 3.6 齿高h h=2.2m 6.6 行星齿轮分度圆直径d1 d=mz d1=39 半轴齿轮分度圆直径d2 d2=69 行星齿轮分度圆锥角δ1 δ1=arctan(Z1/Z2) δ1=30 半轴齿轮分度圆锥角δ2 δ2=90。-δ1 δ2=60 行星齿轮外锥距R1 R=d/2sinδ R1=39 半轴齿轮外锥距R2 R2=40 齿宽b1，b2 b=（0.25-0.35）R b1=11.7 b2=12 行星齿轮齿顶圆直径da1 da=m*(z+2cosδ) da1=44 半轴齿轮齿顶圆直径da2 da2=72 行星齿轮齿根圆直径df1 df=m(z-2.4cosδ) df1=32.8 半轴齿轮齿根圆直径df2 df2=65.4 行星齿轮齿顶角θa1度 θa=arctan(2sinδ/z) θa1=4.3 半轴齿轮齿顶角θa2度 θa2=4.3 行星齿轮齿根角θf1度 θf=arctan(2.4sinδ/z) θf1=5 半轴齿轮齿根角θf2度 θf2=5 行星齿轮顶锥角δa1度 δa=δ+θa δa1=34.3 半轴齿轮顶锥角δa2度 δa2=73.3 行星齿轮根锥角δf1度 δf=δ-θf δf1=25 半轴齿轮根锥角δf2度 δf2=55 传动比i i=Z2/Z1=23/13=1.6 i=1.6 压力角 α=22°30′ α=22°30′ 齿宽系数φR φR=0.25~0.30 φR=0.28 行星齿轮轴直径 d=T0×1031.1[σc]nrd d=16mm 半轴设计 1.全浮式半轴的计算载荷可按车轮附着力矩Mϕ计算，即 Mϕ＝ξMmaxi0iη＝0.6×124×3.45×3.6×0.96＝887.09N.m＝887090N⋅mm（式4-11） 其中，ξ—差速器的转矩分配系数，对于普通圆锥行星齿轮差速器取0.6 Mmax—发动机最大转矩，题目所给为124 N·M i0—主减速器传动比，题目所取为3.6 i—变速器I档传动比，i＝i1＝3.45 η—汽车传动效率，题目所给为0.96 全浮式半轴杆部直径可按下式初步选取： d＝K3Mϕ＝0.210×3887090＝20.18mm（式4-12） 式中，d为半轴杆部直径（mm）；Mϕ为半轴计算转矩（N·mm），K为直径系数，取0.205~0.218，最终取K＝0.210 半轴的扭转切应力 τ＝16Mϕπd3＝16×8870903.14×20.183＝550.04MPa（式4-13） 式中，τ为半轴扭转切应力；d为半轴直径。 半轴的扭转切应力宜为500~700MPa，故符合要求。