差速器总成的设计与分析(编辑修改稿)

差速器总成的设计与分析(编辑修改稿)内容摘要：

转矩的重新分配，越有利于提高汽车的通过性。 这里还应指出，差速器的效率低表明有大的内摩擦损失，但后者仅仅在左、右车轮有显著的转速差时才发生，在一般的情况下这种转速差不大，因此差速器的摩擦损失功率也不显著。 当左、右驱动车轮转速相等时，差速器的摩擦损失功率为零。 汽车以最小转弯半径转向时，差速器的摩擦损失功率达到最大值。 上海工程技术大学毕业设计（论文） SUES06差速器总成的设计与分析 18 差速器的传动效率 DT 是指动力经差速器壳传给左、右半轴的效率，即   002211 /  TTTn Dr  „ „„„„„„„„„„„„„„„„ „ „（ ） 图 给出的是当汽车转弯的时候后驱动桥的运动学简图。 图中 1 为外侧车轮的转速； 2 为内侧车轮的转速； B 为轮距； R 为后驱动桥中间一点的转弯半径；△ω为驱动车轮或半轴与差速器的转速差。 图 汽车转弯时后驱动桥的运动学简图 由图 可知： RB /2// 0  „ „ „ „„„„„„„„ „ „„„„„„„„„ „ „（ ） 由此得  =B 0 /2R „ „ „ „„ „ „„„„„„„„„„„„„„„„ „ „（ ） 而 1T 1 = 1T（ 0 +  ） „ „„„„„„„„„„„„„„„„„„ „ „（ ） 2T 2 = 1T 2 /D =1T（ 0  ） / D „ „„„„„„„„ „„„ „ „（ ） 上海工程技术大学毕业设计（论文） SUES06差速器总成的设计与分析 19    DnTTTT /110102100   „„„„„„„„„ „ „„ „ „（ ） 将它们代入式 （ ） ，得        DDDr nTnTTn /11//11 010101   整理后得到差速器的传动效率的表达式为 DDDT nnRBn  1121 „ „ „ „„„„„„„„„„„„„„„„ „ „（ ） 由式 （ ） 可知，差速器的传动效率 DT 区别于差速器的效率 D ，后者仅与差速器的结构有关 ，而前者还与汽车后驱动桥中间点的转弯半径R 以及轮距 B 有关，并随 R 的变化而改变。 分析式（ ）可以看出，即使差速器的效率 D 很低，差速器的传动效率 DT 依然会得到较高的数值。 这就是为什么有些高摩擦式自锁差速器的效率 D 虽然很低，但仍然被采用的原因。 由于本设计选择普通对称锥齿轮差速器，而且本次我设定的锁紧系数为 ，所以 D 为 ， DT 为。 差速器行星齿轮的力矩分析 差速器内摩擦主要由三部分组成，一是行星齿轮自转时与行星齿轮轴之间以及行星齿轮背球面与差速器壳之间因相对运动产生的摩擦力矩 rfT ,方向与行星自转方向相反；二是行星轮支撑滑动轴承产生的摩擦力矩 rbT ,方向与行星自转方向相反；三是两半轴轮背面同差速器壳之间产生的摩擦力矩 rswT rsnT ,大小相等，其中外轮 rswT 与地面对车轮的附加阻力引起的阻力矩方向相反，内轮 rsnT 则与附加阻力引起的阻力矩方向相同。 由于差速器在工作中齿轮的转速较低，可忽略速度对摩擦力的影响。 各部分摩擦力与摩擦系数的关系符合以下关系： 上海工程技术大学毕业设计（论文） SUES06差速器总成的设计与分析 20 Nf  „ „„ „ „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ （ ） 即满足库仑定律。 式中 N 为相 对运动面正压力。 输入转矩 0T 已知，行星齿轮和半轴齿轮参数已知时， rfT , rbT 可由计算得到。 设行星齿轮压力角  ，节锥角  ，安装孔直径 kd ，球面直径 d ，背球球半径 sR ，节圆半 径 pR ，半轴齿轮节锥角  ，锥订圆直径 2d ，支撑轴外径 0d ，节圆半径 r。 行星齿轮上同半轴齿轮捏合齿面受力分析如图 所示 图 同半轴齿轮捏合齿面受力分析 图中 F 行星齿轮齿面正压力 2F 行星齿轮齿面正压力的径向分量 3F 行星齿轮正压力轴向分量 1F 输入转矩 0T 在行星齿轮轮齿与半轴齿轮轮齿啮合点上的等效圆周力，图中 1F 大小为 rTF 2/01  „ „ „„ „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ （ ） 上海工程技术大学毕业设计（论文） SUES06差速器总成的设计与分析 21 其中 T0为差速器壳传 递到行星齿轮上的力矩。 F ， 1F ， 2F ， 3F 之间的关系如方程组所示 s ins inc o ss inc o s321FFFFFF „ „ „ „„„„„„„„„„„„„„„„„„„ （ ） 根据方程组（ ）可知  co s/s ins in13 FF  „ „ „ „„„„„„„„„„„„„„„„„ （ ） 令 4/)( kav ddr  „ „ „ „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ （ ） 则行星齿轮背球面上承受的正压力可以用下式简化计算 )/co s (ar ct an2 3 savr RrFF  „ „ „ „„„„„„„„„„„„„„„ （ ） 根据经典摩擦力学理论知识，行星齿轮背球与差速器之间产生的摩擦力为： rrf Ff  „ „ „ „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ （ ） 摩擦力矩为： avrrfrf rFT   „ „ „ „„„„„„„„„„„„„„ „„„„„„ （ ） 将式（ ），（ ），（ ）代入（ ）得： )(c os4)4(c os (s i ns i n0 kskrfrf ddrRddar c t agaTT   „ „ „ „„„„„ （ ） 式（ ）即为行星齿轮背球面产生的摩擦力力矩的计算模型。 同理，行星齿轮滑动轴承产生的摩擦力为 22 Ff rb   „ „„ „ „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ （ ） 上海工程技术大学毕业设计（论文） SUES06差速器总成的设计与分析 22 摩擦力矩为： krbrb drMT     c o s c o ss in0 „ „ „„ „„„„„„„„„„„„„„ （ ） 式（ ）即为行星齿轮滑动轴承产生摩擦力矩的计算模型。 差速器转矩计算 由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性，因此要准确地计算出主减速器齿轮比较困难。 通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮在良好路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速器从动齿轮上的转矩（ jeT ， jT ）的较小者，作为载货汽车和越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。 由于主减速器与差速器属于刚性连接，因此所得的值也同样可 以验算差速器最大应力的计算载荷。 方程如下： nKiTT TTLeje /0m a x  „„ „„„„„„„„„„„„„„„„„„ () LBLBrj i rGT     2 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ () maxeT —— 发动机最大转矩，已知 SUES06 型载重汽车发动机最大转矩为 137N m TLi —— 由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低挡传动比；这里 TLi 等于 TLi = 10gii =； T —— 传动系上传动部分的传动效率，取 T 等于 ； 0K —— 对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速的汽车取 0K 等于 1； n—— 该汽车的驱动桥数目。 这里 n 等于 1； 2G —— 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷， N；对后桥来上海工程技术大学毕业设计（论文） SUES06差速器总成的设计与分析 23 说还应该考虑到汽车加速度时的负荷增加量；设计 SUES06 型汽车空载时的质量为 1880 千克，前轴载荷为 9230 牛，后轴载荷为 9570 牛；允许满载时的总质量为 4075 千克，前轴载荷为 13400 牛，后轴载荷为 27350 牛。 所以这里的 2G 取 27350 牛。  —— 轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取 ； r —— 车轮的滚动半径， m；这里 r 取 米； LB ， lbi —— 分别为所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和减速比（例如轮边减速等）。 这里 LB 取 ， lbi 取 1。 将以上参数代入式（ ）与式（ ） mNT je  mNT j   所以 jT 取小值，即 N m。 以上两结果是汽车最大转矩而不是正常持续转矩，不能作为疲劳损坏的依据。 汽车的类型很多，行驶工况有非常复杂，轿车一般在高速轻载条件下工作，而矿用汽车和越野汽车则在高负荷低车速低条件下工作，没有简单的公式可算出汽车的正常持续使用转矩。 对于公路汽车而言，使用条件比较稳定，主减速器从动齿轮的平均计算转矩 jmT 可按下式计算： )()( PHRLBLB rTajm fffni rGGT    „ „„„„„„„„„„„„„„„（ ） aG — 汽车满载时的总重力， N TG — 所牵引的挂车的满载总重力， N，仅用于牵引车的计算； Rf — 道路滚动阻力系数，对于货车取 ～ ，本设计取Rf =； 上海工程技术大学毕业设计（论文） SUES06差速器总成的设计与分析 24 Hf — 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，货车取 ～ ，本设计取 Hf =； Pf — 汽车的性能系数：  m a x)(eTaP T GGf 当 ( )m ax0 .1 9 5 16aTeGGT + 时， 取 Pf =0。 本次设计 Pf =0 所以，由式（ ）可得： mNT jm  由式（ ）和式（ ）求得的计算载荷是从动齿轮的最大转矩，不同于式（ ）求得的平均计算载荷。 当计算齿轮最大应力时，平均计算载荷 jT 取前面两种的较小值，即 jT =min[ jeT , jT ]。 差速器齿轮的基本参数选择 1）行星齿轮数 n 行星齿轮数 n 需根据承载情况来选择。 通常情况下，轿车： n＝ 2；货车或越野车： n＝ 4。 少数汽车采用 3 个行星齿轮。 本课题中，针对 SUES06型汽车为轻型载重汽车这一特性，选择的行星齿轮数 n=4。 2）行星齿轮球面半径 bR 圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮背面的球面半径 bR ，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上也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 bR 可以按照如下的经验 公式来确定： 3 jbb TKR  „ „ „„„„„„„„„„„„„„„„„„„ „ （ ） bK —— 为行星齿轮球面半径系数， bK ＝ ～ ，对于有四个行星齿轮的轿车和公路用货车取小值，对于有两个行星齿轮的轿车及四个行星齿轮的越野车和矿用车取大值； 上海工程技术大学毕业设计（论文） SUES06差速器总成的设计与分析 25 jT —— 为差速器计算转矩（ N m）， ],min[ jjej TTT  ；通过式（ ）与式（ ）得知 jT = N m。 将以上数据代入式（ ）得 bR =54mm。 行星齿轮节锥距 0A 为 bRA )~(0  „ „ „ „ „„„„„„„„„„„„„„„„„（ ） 这里选择 mmRA b 。 3) 行星齿轮和半轴齿轮齿数 1Z 、 2Z 为了使齿轮有较高的强度，希望取较大的模数，但尺寸会增大，于是又要求行星齿轮的齿数 1Z 应取少些，但 1Z 一般不少于 10。 半轴齿轮齿数 2Z在 14～ 25 选用。 大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比 12/ZZ 在～。 在这里行星齿轮的齿数 1Z 选择 10，而半轴齿轮齿数 2Z选择 16。 半轴齿轮与行星齿轮的齿数比 12/ZZ 等于 ，符合以上要求。 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的齿数时，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 LZ2 、 RZ2 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   InZZ RL  /22 „ „ „„ „ „„„„„„„„„„„„„„„„„„（ ） 式中： LZ2 、 RZ2 —— 左、右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥行星齿轮差速器来说， LZ2 = RZ2 ； n—— 行星齿轮数目； I—— 任意整数。 由于 SUES。