设计题目：差速器设计及驱动半轴设计
目录
1 基本数据 (3)
2 普通圆锥齿轮差速器设计 (3)
2.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 (3)
2.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 (4)
2.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计和计算 (4)
2.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择 (4)
2.3.2 差速器齿轮的几何计算 (7)
2.3.3 差速器齿轮的强度计算 (9)
2.3.4差速器齿轮的材料 (10)
3 驱动半轴的设计 (10)
3.1 结构形式分析 (10)
3.2 半浮式半轴杆部半径的确定 (10)
3.3 半轴花键的强度计算 (12)
3.4 半轴其他主要参数的选择 (12)
3.5 半轴的结构设计及材料与热处理 (13)
4.参考文献 (13)
差速器设计及驱动半轴设计
1.所设计车辆基本参数
2.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，在转弯时内外两侧车轮行程显然不同，即外侧的车轮滚过的路程大于内侧车轮；汽车在不平的路面上行驶，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，则行驶时不可避免的会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致操纵性能恶化。为防止这类现象发生，汽车在左右驱动轮间装有轮间差速器，从而保证驱动桥两侧车轮在行程不等的情况下具有不同角速度，满足了汽车行驶时的运动要求。
差速器用来在两轴之间分配转矩，保证两输出轴有可能以不同角速度转动。
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
ω；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度
为1ω和2ω。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r 。 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
r 上的A 、B 、C 三点的圆周速度都相等（图2-1），其值为0ωr 。于是
1ω=2ω=0ω，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4ω自转时（图），啮合点A 的圆周速度为1ωr =0ωr +4ωr ，啮合点B 的圆周速度为2ωr =0ω
r -4ωr 。
于是
1ωr +2ωr =（0ωr +4ωr ）+(0ωr -4ωr )
即1ω+ 2ω=20ω
（2-1） 若角速度以每分钟转数n 表示，则
212n n n =+ （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：①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；②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。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。
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B R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
R，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，B
因此在一定程度上也表征了差速器的强度。
球面半径B R 可按如下的经验公式确定：3
T K R B B =mm (2-3)
式中：B K ——行星齿轮球面半径系数，可取2.52～2.99，对于有2个行星齿轮的载货汽车取小值；
T ——计算转矩，取ce T 和cs T 的较小值，N ·m. 计算转矩的计算
r p 0amax gh
r n i =0.377
v i （2-4）
式中r r
——车轮的滚动半径，r r 0.398m = gh i ——变速器量高档传动比。1gh i =
根据所选定的主减速比0i 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5200/min p n r =, amax v 140km/h = , r r 0.398m =, 1gh i =代入（2-4）计算出0 5.91i =
从动锥齿轮计算转矩ce T n
i i i k T
k T f e d
ce η
1
max
=
（2-5）
式中：
ce T —计算转矩，Nm ；
max e T —发动机最大转矩；max 158e T N m =?
n —计算驱动桥数，1；
f i —变速器传动比， 3.704f i =；
0i —主减速器传动比，0i =5.91；
η—变速器传动效率，η=0.96；
k —液力变矩器变矩系数，K=1；
d k —由于猛接离合器而产生的动载系数，d k =1； 1i —变速器最低挡传动比，1i =1；
代入式（2-5），有： ce T =3320.4 Nm 主动锥齿轮计算转矩T=896.4Nm
根据上式B R =2.73
4..3320=40mm 所以预选其节锥距0A =40mm
(3).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14～25，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比1z /2z 在1.5～2.0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L z 2，R z 2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：
I n z z R
L =+22 (2-6)
式中：L z 2，R z 2——左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说
L z 2=R z 2
n ——行星齿轮数目； I ——任意整数。
在此112Z =，220Z = 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1γ，2γ 011210
arctan
arctan 30.9618
Z Z γ=== 190o γ= 259.03o γ= 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m 001212222*40.27sin sin sin 30.96 3.3512
o A A m Z Z γγ=
=== 查阅文献取m=4mm 得
114*1248d mz mm
===
224*2080d mz mm
===
(5).压力角α
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φ及其深度L
行星齿轮的安装孔的直径φ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：φ1.1=L
[]nl T L c ??=
=σφφ3
0210
1.1 所以 []nl T c σφ1.11030?= 式中：0T ——差速器传递的转矩，N ·m ；在此取3320.4N ·m n ——行星齿轮的数目；在此为4
l ——行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm ， l ≈0.5d '
2，2d 为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而2d ≈0.82d ；
[]c σ——支承面的许用挤压应力，在此取69 MPa
根据上式 2d =0.8*80=64mm l =0.5×64=32mm
18.4mm φ== 1.1*18.420L mm ==
2.3.2 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