差速器设计带CAD图纸.docx
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差速器设计带CAD图纸
齐齐哈尔大学大学普通高等教育
综合实践
设计题目：
差速器设计及驱动半轴设计
学院：
机电工程学院
专业班级：
机械082班
学生姓名：
姜巍
学号：
2008111016
指导教师：
刘尚
成绩：
时间：
2010年11月15日
1
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
2
差速器设计及驱动半轴设计
2.4所设计车辆基本参数
参数名称数值单位
车辆前后轴距2620mm
前轮距1455mm
后轮距1430mm
总质量2100Kg
最大功率76.0Kw
最大扭矩158Nm
最高车速140Km/h
2.5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。
2.3.5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0；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度
为1和2。
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
3
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
0r。
于是1=2=
0，
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
4自转时（图），啮合点
A的圆周速度为
1r=0r+4r，啮合点B的圆周速度为2r=0r-4r。
于是
1r+2r=（0r+4r）+（0r-4r）
即1+
2=2
0（2-1）
若角速度以每分钟转数n表示，则
n（2-2）
1n2n
20
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。
2.6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。
2.7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。
2.3.6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。
4
（2）.行星齿轮球面半径
R的确定
B
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RB可按如下的经验公式确定：
RBKBmm（2-3）3T
3T
式中：
KB——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
T和
ce
T的较小值，N·m.
cs
计算转矩的计算
i=0.377
0
rn
rp
vi
amaxgh
（2-4）
式中rr——车轮的滚动半径，
r——车轮的滚动半径，
r0.398m
r
i——变速器量高档传动比。
igh1
gh
根据所选定的主减速比
i值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、
0
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n5200r/min,
p
v140km/h,
amax
r0.398m,i1代入（2-4）
r
gh
计算出
i
05.91
kTk
demax
T
ce
Tn
ce
iii
1f0
从动锥齿轮计算转矩（2-5）
式中：
T—计算转矩，Nm；
ce
T—发动机最大转矩；Temax158Nm
emax
n—计算驱动桥数，1；
i—变速器传动比，if3.704；
f
i—主减速器传动比，i0=5.91；
0
η—变速器传动效率，η=0.96；
k—液力变矩器变矩系数，K=1；
5
k—由于猛接离合器而产生的动载系数，
d
k=1；
d
i—变速器最低挡传动比，
1
i=1；
1
代入式（2-5），有：
T=3320.4Nm
ce
主动锥齿轮计算转矩T=896.4Nm
33320..4=40mm所以预选其节锥距
根据上式RB=2.7
A=40mm
0
（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z1/
z在1.5～2.0的范围内。
2
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，
zz
左右两半轴齿轮的齿数2L，2R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：
z
2
z
L2
n
R
I
（2-6）
式中：
z2L，zR
2——左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说
z2=
L
z2
R
n——行星齿轮数目；
I——任意整数。
在此Z112，Z220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1，2
1
Z10
1
arctanarctan30.96
Z18
2
0o
190
o
259.03
再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m
m
2A2A2*40.27
00
o
sinsinsin30.963.35
12
ZZ12
12
6
查阅文献取m=4mm
得d1mz14*1248mm
d2mz24*2080mm
（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：
L1.1
L1.1
2T10
0
nl
c
3
3
T10
0
所以nl
1.1
c
式中：
T0——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，
d为半
2
轴齿轮齿面宽中点处的直径，而
d≈0.8
2
d；
2
c——支承面的许用挤压应力，在此取69MPa
根据上式
d=0.8*80=64mml=0.5×64=32mm
2
3
3320.4*10
18.m4mL1.1*18.4m2m0
1.1*69*4*32
2.3.7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
行星
1
齿轮
齿数
z≥10，应尽量取最小值
1
z=12
1
2
半轴
齿轮
z=14～25，且需满足式（1-4）
2
z=20
2
7
齿数
3模数mm=4mm
4
齿面
宽
b=（0.25～0.30）A0;b≤10m20mm
5
工作
齿高
hg1.6hg=6.4mm
m
6
全齿
高
h7.203
1.788m0.051
7
压力
角
2.8°
8
轴交
角=90°90
9
节圆
直径
d；
1mz1
1
d2mzd148d280
2
10
节锥z
1
1arctan
角z2
，
290
1
1=30.96°，
59.03
2
11
节锥dd
12
AA0=40mm
0
距2
2sin2sin
1
12周节t=3.1416mt=12.56mm
13
齿顶
高
h;
ahh
1ga2ahh
1ga2
ha0.43
2
0.37
z
2
z
1
2
m
h=4.14mm
a1
h=2.25mm
a2
14
齿根
高
h=1.788m-
f1
h;
a1
h=1.788m-h
f2
a2
h=3.012mm;
f1
h=4.9mm
f2
15
径向
间隙
c=h-gh=0.188m+0.051c=0.803mm
h=0.188m+0.051c=0.803mm
16
齿根
arctan
角1=
hf
A
1
0
;
2arctan
hf
A
2
0
1=4.32;°
2=6.98°
17
面锥
角
o11；o221
2
o1=35.28°
o2=66.01°
18
根锥
角
R111；
R222R1=26.64°
8
R2=52.05°
外圆
直径
19
dd2hcos
o1a
；
111
d
02d2hacos
22
2
d55
mm
.1
01
d82.23mm
2
节圆
顶点
至齿
20
轮外
缘距
离
d
2
'
hsin
01
1
2
d
1
'
02hsin
2
2
1
2
39.68
01mm
23.72
02
mm
21
s1ts
2
理论
弧齿
厚
t
''
shhtan
2
12
2
m
s=5.92mm
1
s=6.63mm
2
22
齿侧
间隙
B=0.245～0.330mmB=0.250mm
2.9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w为
w
2Tkk
sm
kmbdJ
v22n
10
3
MPa（3-6）
式中：
T——差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式
T0.6
0
T
n
在此T为498.06N·m；
n——差速器的行星齿轮数；
z——半轴齿轮齿数；
2
K——尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，
s
Ks
4
m
25.4
，在此
K
s
4
4
25.4
当ｍ1.6时，＝0.629
K——载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，
m
K＝1.00～1.1；
m
其他方式支承时取1.10～1.25。
支承刚度大时取最小值。
9
K——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
v
跳动精度高时，可取1.0;
J——计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图可查得J=0.225
弯曲计算用综合系数
3
210498.061.10.629
根据上式w=2020800.225
=478.6MPa〈980MPa
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。
2.10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。
2.3.8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。
3.6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。
3.7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（X2＝Z2），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
1中，，侧滑时轮胎
与地面的侧向附着系数1，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
Z
22
2XY
22
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
F
x
2
最大，侧向力
F
y
2
'
为0：
此时垂向力/2
F
z2mG，G2取
22
10
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