差速器计算说明书

学号学号 06091618 成绩成绩 课程设计说明书课程设计说明书 系系 别别 机电工程系机电工程系 专专 业业 汽车服务工程汽车服务工程 学学 号号 0609161806091618 姓姓 名名 王硕王硕 指导教师指导教师 杨卓杨卓 题目名称题目名称 汽车差速器设计汽车差速器设计 设计时间设计时间 20122012 年年 4 4 月月 20122012 年年 5 5 月月 4 4 日日 吉林大学珠海学院课程设计 目录 1 任务说明书 1 2 主减速器基本参数的选择计算 2 2 1 选定高速级齿轮类型 精度等级 材料及齿数 2 2 2 差速器中的转矩分配计算 3 2 3 差速器的齿轮主要参数选择 3 3 差速器齿轮强度计算 7 3 1 主减速器直齿圆柱齿轮传动设计 8 3 2 校核齿面接触疲劳强度 11 3 3 标准斜齿圆柱齿轮主要几何尺寸 表 1 3 1 13 4 半轴设计计算 14 4 1 结构形式分析 14 4 2 半轴计算 16 4 3 半轴花键计算 17 5 差速器壳体 19 6 变速箱壳体设计 20 7 设计总结 21 8 参考文献 22 配图 23 吉林大学珠海学院课程设计 0 1 1 任务说明书 任务说明书 车型 发动机 Nmax发动机 MmaxI 档变比主传动比驱动方案发动机 19 I280kw 6000rmp140N m 4500rmp4 64 3 5 i 4 2 FF横置 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系数 0 96 w 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况 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 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 差速器转矩比之间选取 4 1 15 1 S 10 安全系数为之间选取 35 1 2 1n 11 其余参数查相关手册 吉林大学珠海学院课程设计 1 2 2 主减速器基本参数的选择计算 主减速器基本参数的选择计算 发动机的最大转矩 发动机到主传动主动齿轮的传mNM 140 max rmpn4500 动效率 安全系数 n 1 30 96 一档变比 本次设计选用主减速器传动比64 4 1 i9 3 0 i 因此总传动比096 189 364 4 012 iii 因此输出转矩N m316296 0140096 183 1 max20 MinT 差速器转矩比 S 1 1 1 4 之间选取 这里取 S 1 2 轴最大转矩为 半轴最小转矩为 b T s T 得到方程 0 TTT T T S sb s b 解得 mNT mNT s b 1437 1725 2 12 1 选定高速级齿轮类型 精度等级 材料及齿数选定高速级齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 按题目已知条件 选用直齿圆柱齿轮传动 2 精度等级 由于差速器轮轮齿要求精度低 轻型汽车所用的齿轮传动的精度等级范围为 5 8 故选用 7 级精度 3 材料 差速器齿轮与主减速器齿轮一样 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 22CrMnTi 和 20CrMo 等 故齿轮所采用的钢为 20CrMnTi 查表机械设计基础 第五版 表 11 1 有 热处理方式 渗碳淬火 齿面硬度为 HRC62 56 4 选择主 从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素 为了磨合均匀 之间应避免有公 1 z 2 z 约数 选小齿轮 16 1 z63 4 62169 3 12 izz 9375 3 1 2 z z 吉林大学珠海学院课程设计 2 2 22 2 差速器中的转矩分配计算差速器中的转矩分配计算 当变速箱挂 1 档时 发动机通过变速箱输出的转矩最大 主传动比 1 档变速9375 3 0 i 比 64 4 1 i 差速器的转矩 mNi iMM 245664 49375 314096 0 01max0 左右驱动车轮不存在差速情况 由变速器传来的转矩 经差速器壳 行星齿轮轴和行星齿轮传给半轴齿轮 行星齿轮相当 于一个等臂杠杆 而两个半轴齿轮半径也是相等的 因此 当行星齿轮没有自转时 总是 将转矩平均分配给左 右两半轴齿轮 即 0 M mNMMM 1228 2 1 021 左右驱动车轮存在差速情况 转矩比 S 较高转矩侧半轴传递转矩与较低转矩侧半轴传递转矩之比称为转矩比 b M s M S 即 取 S 1 2 S b M M S 0 MMM Sb 整理以上两个式子得 代入相关数据得 2 1 0 b b MM M 1116mNMb 在设计过程中要将安全系数考虑上 安全系数范围 该设计取 35 1 2 1 n3 1 n 设计中较高转矩侧半轴传递转矩 8 145011163 1 mNMnM bb 2 32 3 差速器的齿轮主要参数选择差速器的齿轮主要参数选择 1 行星齿轮数 n 行星齿轮数 n 需根据承载情况来选择的 由于是面包车的差速器所以行星齿轮数 n 选择 2 个 2 行星齿轮球面半径和外锥距的确定 b R e R 行星齿轮球面半径反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力 可根据经验公式来确 b R 定 3 dbb TKR 式中 行星齿轮球面半径系数 可取 2 52 2 99 对于有 2 个行星齿轮的面包车取BK 吉林大学珠海学院课程设计 3 小值 2 6 差速器计算转矩 则 2456 min 0 mNMTTT csced 取整mmRb07 3524566 2 3 mmRb35 差速器行星齿轮球面半径确定后 可初步根据下式确定节锥距 b R e R 取 be RR 99 0 98 0 mmRR be 65 343599 0 99 0 行星齿轮和半轴齿轮齿数的选择 面包车齿轮强度要求不太高 可以选取行星齿轮齿数 半轴齿轮齿数初选为16 1 Z 2 Z 24 与的齿数比为 1 5 两个半轴齿数和为 48 能被行星齿轮数 2 整除 所以能够 2 Z 1 Z 保证装配 满足设计要求 行星齿轮和半轴齿轮节锥角 及模数 m 1 2 行星齿轮和半轴齿轮节锥角 分别为 1 2 7 33 24 16arctan arctan 211 ZZ 3 56 16 24arctan arctan 122 ZZ 当量齿数 28 19 83 0 16 7 33cos 16 cos 1 1 1 Z Zv 64 43 55 0 24 3 56cos 24 cos 2 2 2 Z Zv 当量齿数都大于 17 因此满足条件 不会根切 21 Z Z 锥齿轮大端端面模数 m 为 mm Z R Z R m ee 33 2 sin 2 sin 2 2 2 1 1 根据 GB 1356 87 规定 选取第一系列标准模数 m 2 5mm 行星齿轮分度圆直径 半轴齿轮分度圆直径 mmmZd40 11 mmmZd60 22 压力角采用推荐值 齿高系数为 0 8 5 22 行星齿轮轴直径及支承长度 L 行星齿轮轴直径与行星齿轮安装孔直径相同 行星齿轮在轴上的支承长度也就是行星齿轮 吉林大学珠海学院课程设计 4 安装孔的深度 行星齿轮轴直径为 nl T c 1 1 103 0 式中 差速器传递的转矩 N m 在此取 3162N m0T 行星齿轮的数目 在此为 2n 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ll 2 2 中点处的直径 而 d 0 8 2 2d 支承面的许用挤压应力 在此取 69 MPa c 根据上式 48mm 0 5 48 24mm608 0 2 dl 29 5mm 32 45mm 242691 1 103162 3 5 291 1 L 差速器齿轮的几何尺寸计算 查得修正系数 齿侧间隙052 0 300 0 B 汽车差速器直齿轮锥齿轮的几何尺寸计算步骤见下表 序 号 项目计算公式结果 1行星齿轮 齿数 应尽量取小值10 1 Z 16 2半轴齿轮 齿数 且满足 25 14 2 Z n L Lh 60 24 3模数m2 5 4齿面宽度 0 30 0 25 0 AF mF10 10mm 5齿跟高 mhg6 1 4mm 6齿全高051 0788 1 mh4 521mm 7压力角 大部分汽车 5 22 5 22 8轴交角 0 90 0 90 9节圆直径 11 mZd 22 mZd mmd40 1 mmd60 2 10节锥角 2 1 1 arctan Z Z 1 2 2 arctan Z Z 7 33 1 3 56 2 吉林大学珠海学院课程设计 5 11外锥距 mm06 362416 2 2 5 2 m R 22 2 4 2 3e ZZmmRe06 36 12周节mt1416 3 mmt854 7 13齿顶高 2 1 hhh g m ZZ h 2 12 2 370 0 430 0 mmh514 2 1 mmh486 1 2 14齿根高 1 1 788 1 hmh 2 2 788 1hmh mmh956 1 1 mmh984 2 2 15径向间隙 051 0 188 0 mhhc g c 0 521mm 16齿根角 齿顶角 e a a e f f R h R h arctan arctan 97 3 33 6 af 17面锥角 2101 2202 62 38 01 22 61 02 18根锥角 211 R222 R 78 28 1 R 38 51 2 R 19外圆直径 1 1101 cos2 hdd 2 2202 cos2 hdd mmd18 44 01 mmd65 61 02 20节锥顶点 至齿轮外 缘距离 1 1 2 01 sin 2 h d 2 2 1 02 sin 2 h d mm61 28 01 mm76 18 02 21理论弧齿 厚 21 sts mhh t s tan 2 2 12 59 3 264 4 21 ss 22齿侧间隙B 0 245 0 330 mmB 0 300mm 23弦齿厚 26 2 1 3 1 11 B d s ssx 26 2 2 3 2 22 B d s ssx mmsx204 4 1 mmsx537 3 2 24弦齿高 1 1 2 1 11 4 cos d s hhx 2 2 2 2 22 4 cos d s hhx mmhx666 2 1 mmhx456 1 2 吉林大学珠海学院课程设计 6 3 3 差速器齿轮强度计算 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 3 22 2 10 sm w vn Tk k k mb d J MPa 3 9 上式中 T 为差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩 其计算式 n T T 6 00 在此将T取为 3162N m n 为差速器的行星齿轮数 b2 d2 分别为半轴齿轮齿宽及其大端分度圆直径 mm sK 为尺寸系数 反映材料的不均匀性 与齿轮尺寸和热处理有 关 当 6 1 时 4 4 25 m Ks 在此 sK 0 629 mK 为载荷分配系数 当两个齿轮均用骑马式支承型式时 mK 1 00 1 1 其 他方式支承时取 1 10 1 25 支承刚度大时取最小值 vK 为质量系数 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 J 为计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数 参照图 3 2 可取J 0 255 当 T min Tce Tcs 时 w 980 Mpa 当 T Tcf 时 w 210Mpa 根据上式 3 9 可得 根据轮齿弯曲应力公式 w 37091000 2255 0 6 5795 20 1 0 1560 0 6 036482 10 2 3 22 Jndmbk kTk v ms w 2 n J 取 0 255 半轴齿轮齿面宽 半轴大端分度圆直径前面计算得到 2 9bmm 2 dmm 6 57 质量系数 由于模数 大于 因此尺寸系数0 1 v k5 2 mmm6 1 齿面载荷分配系数 半轴齿轮计算转矩560 0 4 25 25 0 ss mk1 0 m k 0 6 0 TT csce TTT min 0 吉林大学珠海学院课程设计 7 则 MPa Jndmbk kkT v ms w 61811000 2255 0 6 5795 20 1 0 1560 0 36482 10 2 3 22 0 满足设计要求 ww MPa 3708 各级转速 发动机输出转速 5500r min 发 n 变速箱输出转速 主减速器输入转速 min 1293min 64 4 6000 64 4 1 rr n n 发 主减速器输出转速min 38 328min 9375 3 1293 9375 3 1 0 rr n n 各级功率 主减速器主动齿轮的功率 kw wax 8 7696 0 80NP m1 发动机输出功率 kw96 87kw 9550 6000 140 9550 T P 发发 kw44 84kw96 0 96 87PP1 发 各级转矩 m N140T发 主动齿轮的转矩 mNm n P 623667N 1293 44 8495500009550000 T 1 1 1 3 13 1 主减速器直齿圆柱齿轮传动设计主减速器直齿圆柱齿轮传动设计 1 按齿根弯曲疲劳强度设计 按机械设计公式 6 26 3 3 SF 2 1d 2 1 n cos2 m F YY Z YYKT 确定公式中各计算参数 吉林大学珠海学院课程设计 8 1 因载荷有较重冲击 由机械设计表 6 3 查得使用系数 故初选载荷系数5 1K A 2K 2 主动齿轮上的转矩 1 T mmNmNm n P 5 1 1 1 1023667 6 623667N 1293 44 8495500009550 T 3 螺旋角系数 由图 6 28 查取 0 90 Y Y 为分度圆螺旋角一般选 8 20 从减小齿轮的振动和噪音角度来考虑 目前采用大螺 旋角 故取 12 4 重合度系数 由公式 6 13 Y a Y 75 0 25 0 690 855 1 75 0 25 0 其中端面重合度由公式 6 7 a 其中端面重合度 cos 11 2 388 1 21 zz a 594 112cos 63 1 16 1 2 388 1 由公式 6 21 下式中 649 012tan166 0318 0 tand18 30 sinb 1 Z m 5 齿宽系数 由表 6 6 硬齿面且非对称布置取 0 6 d d 6 齿形系数 标准齿轮 变形系数 X 0 且按当量齿数由图 6 19 查得 Fa Y v Z 3 32 2 35 1Fa Y 2Fa Y 当量齿数 28 19 83 0 16 7 33cos 16 cos 1 1 1 Z Zv 64 43 55 0 24 3 56cos 24 cos 2 2 2 Z Zv 当量齿数都大于 17 因此满足条件 不会根切 21 Z Z 7 修正应力系数 按当量齿数由图 6 20 查得 1 47 1 68 aS Y v Z 1aS Y 2Sa Y 由机械设计基础 第五版 表 11 1 查得主动齿轮的弯曲疲劳强度极限 吉林大学珠海学院课程设计 9 MPa 1FE 850 2 FE 由公式 6 16 计算弯曲疲劳许用应力 Fmin N Y S FE F 式中 弯曲疲劳强度极限 由机械设计基础 第五版 表 11 1 查得 FE MPa 1FE 850 2 FE 弯曲疲劳强度系数 按应力循环次数 N 由图 6 21 渗碳淬火合金钢查得 N Y 0 90 0 91 1N Y 2N Y 其中由公式 6 21 有 9 11 1033 6 1730016 112936060 h jLnN i N N 1 2 93753 1033 6 9 9 106 1 弯曲疲劳强度计算的最小系数 对于普通齿轮和多数工业用齿轮 按一般可靠度 Fmin S 要求 取 1 25 Fmin S 代入上述确定参数计算弯曲疲劳许用应力 MPa S MPa S FE F FE F 8618 25 1 85091 0 Y 612 25 1 85009 0Y Fmin 22N 2 Fmin 11N 1 计算小 大齿轮的并加以比较 a F SaF YY 0037 0 612 47 1 32 3 1 11 F SaFaY Y 小齿轮数值大0045 0 8618 18 1 35 2 2 22 F SaFa YY 将上述确定参数代入式 3 计算 按小齿轮设计模数 3 SF 2 1d 2 1 t cos2 m F YY Z YYKT 3 2 2 037 00 166 0 69009 012cos62366722 吉林大学珠海学院课程设计 10 3 29mm 56 3 100060 12931629 3 100060 m v 11 nz t 按 7 级精度 由图 6 7 查得动载系数 1 12 v K 由图 6 10 查得齿向载荷分布系数 1 08 K 由表 6 4 按 7 级精度查得齿间载荷分布系数1 2 K 由公式 6 1 K 1 5 1 12 1 08 1 2 2 17728 A K v K K K 修正 3 38mm n m 3 3 t n 2 2 17728 29 3 K K mm 由表 6 1 选取第一系列标准模数 m 4mm 中心距取 a 162mm mm ZZm 53 161 12cos2 63164 cos2 a 21 确定螺旋角 1622 63164 cosarc 2 cosarc 21 a ZZm 7587 12255412 齿轮主要几何尺寸 分度圆直径 mm Z 62 65 255412cos 164 cos m d 1 1 mm Z 38 258 255412cos 634 cos m d 2 2 齿宽 取 为保证轮齿372 3962 656 0db 1d2 mm40b2 mm45b1 有足够的齿合宽度 mm 10 5 bb 21 3 23 2 校核齿面接触疲劳强度校核齿面接触疲劳强度 HHE u u bd KT ZZZZ 12 2 1 1 确定公式中各计算参数 1 弹性系数 按锻钢由表 6 5 查得 189 8EZEZMPa 2 接触强度重合度系数 按端面重合度由图 6 13 查得 0 82 Z Z 3 节点区域系数 按螺旋角且标准齿轮变位系数 X 0 由图 6 14 查得 HZ 吉林大学珠海学院课程设计 11 2 41 HZ 4 螺旋角系数 0 988 Z 333512coscos Z 5 前面已求得 2 17728 50 65 62KmmNT 5 1 1023667 6b 1 d 由公式 6 11 接触疲劳许用应力 Hmin HlimN H Z S 式中 由图 6 15 按不允许出现点蚀 查得接触疲劳寿命系数 0 91 0 92 N1 Z N2 Z 试验齿轮的接触疲劳极限 由表 11 1 查得 1500MPa H 1Hlim 2Hlim 接触疲劳强度计算的最小安全系数 对于普通齿轮和多数工业用齿轮 按一般可 Hmin S 靠度要求 取 1 Hmin S 计算接触疲劳许用应力 1365MPa 1 15001 90Z Hmin 1Hlim1N 1H S 1380MPa 1 15002 90Z Hmin 2Hlim2N 2H S 将确定出的各项数值代入接触强度校核公式 得 MPa37 1145 9375 3 19375 3 62 6550 1033667 6 77281 22 88 901 4282 0 8 189 2 5 1H 所以接触强度满足 这样设计出的齿轮传动 既满足了齿面接触疲劳强度 又满足了齿根弯曲疲劳强度 并做 到结构紧凑 避免浪费 3 33 3 标准斜齿圆柱齿轮主要几何尺寸 标准斜齿圆柱齿轮主要几何尺寸 表表 1 3 1 名称及代号公式及说明计算结果 法面模数m由强度计算或结构设计确定 并取标准值m 4 齿数比uu 1 2 Z Z u i9375 3 16 63 Z Z 1 2 吉林大学珠海学院课程设计 12 当量齿数 3 1 1v cos Z Z 3 2 2v cos Z Z 28 19Z 1v 64 43Z 2v 为分度圆螺旋角 一般选 8 20 255412 大端分度圆直径d cos m d 1 1 Z cos m d 2 2 Z mm62 65d1 mm38 258d2 中心距 a cos2 a 21 ZZm a 162mm 齿宽系数 d 硬齿面齿宽系数 0 3 0 6 d 0 6 d 齿顶高 a h mm hh aa mm4ha 齿根高 f h m 1 25 m f h Ch a mm5hf 全齿高h 2 25 mh a h f hmmh9 顶隙 CC 0 25 m f h a hmmC1 齿顶圆直径 a d a h2dd 11a a h2dd 22a mm62 73d 1a mm38 266d 2a 齿根圆直径 f d f hd2d 11f f hd2d 11f mm62 55d 1f mm38 248d 2f 4 4 半轴设计计算 半轴设计计算 4 14 1 结构形式分析结构形式分析 1 半轴 半轴的内侧通过花键与半轴齿轮相连 外侧用凸缘与驱动轮的轮毂相连 吉林大学珠海学院课程设计 13 根据半轴外端受力状况的不同 半轴有半浮式 3 4 浮式和全浮式 3 种 1 半浮式半轴 特点是半轴外端通过轴承支承在桥壳上 作用在车轮的力都直接传给半轴 再通过轴承传 给驱动桥壳体 半轴既受转矩 又受弯矩 常用于轿车 微型客车和微型货车 下图是一汽车半浮式半轴的结构与安装 其结构特点是外端以圆锥面及键与轮毂相固定 支承在一个圆锥滚子轴承上 向外的轴向力由圆锥滚子轴承承受 向内的轴向力通过滑块 传给另一侧半轴的圆锥滚子轴承 2 全浮式半轴 全浮式半轴的特点是半轴外端与轮毂相连接 轮毂通过圆锥滚子轴承支承在桥壳的半轴套 管上 作用在车轮上的力通过半轴传给轮毂 轮毂又通过轴承将力传给驱动桥壳 半轴只 受转矩 不受弯矩 用于轻型 中型 重型货车 越野汽车和客车上 下图的特点是半轴外端的凸缘直接与轮毂连接 下图的特点是采用一对球轴承支承轮毂 吉林大学珠海学院课程设计 14 半轴的主要尺寸是它的直径 在设计时首先根据对使用条件和载荷情况相同或相近的同类 汽车同形式半轴的分析比较 大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径 然 后对它进行强度核算 计算时应该首先合理的确定在用 2 侧向力 Fy2 最大时 其最大值为 Fz2 1 汽车侧滑时 侧滑时轮胎与地面的侧向力 系数 1 在计算时取 1 0 没有纵向力作用 3 汽车通过不平路面 垂向力 Fz2 最大 纵向力 Fx2 和侧向力 Fy2 都为 0 在半轴上的 载荷 应考虑到以下三种可能的载荷工况 1 纵向力 Fx2 驱动力或制动力 最大时 最大值为 Fz2 附着系数 在计算时取 0 8 侧向力 Fy2 0 由于车轮受纵向力和侧向力的大小受车轮与地面最大附着力限制 所以两个方向力的最大 值不会同时出现 半轴的主要尺寸是它的直径 在设计时首先根据对使用条件和载荷情况相同或相近的同类 汽车同形式半轴的分析比较 大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径 然 后对它进行强度核算 计算时应该首先合理的确定在用在半轴上的载荷 应考虑到以下三种可能的载荷工况 1 纵向力 Fx2 驱动力或制动力 最大时 最大值为 Fz2 附着系数 在计算时取 0 8 侧向力 Fy2 0 2 侧向力 Fy2 最大时 其最大值为 Fz2 1 汽车侧滑时 侧滑时轮胎与地面的侧向力 系数 1 在计算时取 1 0 没有纵向力作用 3 汽车通过不平路面 垂向力 Fz2 最大 纵向力 Fx2 和侧向力 Fy2 都为 0 由于车轮受纵向力和侧向力的大小受车轮与地面最大附着力限制 所以两个方向力的最大 值不会同时出现 选择全浮式半轴 因而半轴仅承受转矩不承受弯矩 4 24 2 半轴计算半轴计算 半轴的主要尺寸是它的直径 在设计时首先根据对使用条件和载荷情况相同或相近的同类 吉林大学珠海学院课程设计 15 汽车同形式半轴的分析比较 大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径 然 后对他进行强度核算 1 半轴计算转矩及杆部直径 T 根据 汽车工程手册 P1209 公式 4 9 37 式中 m68 153496 0 9375 364 4 1406 0 XT rmax2 NrriTr rwLr 个车轮的驱动力 单位为 N 2 X rL riT X max2 轮胎的滚动半径 单位为 m r r 差速器转矩分配系数 对于圆锥行星齿轮差速器可取 0 6 传动系最低档传动比 L i9375 364 4 L i 传动系效率 根据任务已知条件有 0 96 w w 根据 汽车工程手册 P1213 公式 4 9 50 杆部直径可按照下式进行初选 mmTd 14 2564 2368 153418 2 05 2 18 205 2 196 0 10T 3 33 3 选 24mm 式中 许用半轴扭转切应力 MPa 490 588MPa d 初选半轴杆部直径 mm 半轴杆部直径计算结果应根据结构设计向上进行圆整 根据初选的d 按应力公式进行强 度校核 半浮式半轴强度校核计算 根据 汽车工程手册 P1211 公式 4 9 44 半轴的扭转应力为 490 588MPaMPa68 56510 2414 3 68 153416 10 16 3 3 3 3 d T 式中 半轴扭转应力 56 68MPa d 半轴直径 24mm 半轴计算时的许用应力与所选用的材料 加工方法 热处理工艺及汽车的使用条件有关 当采用 40Cr 40MnB 40MnVB 40CrMnMo 40 号及 45 号钢等作为全浮式半轴的材料时 其 扭转屈服极限达到 784MPa 左右 在保证安全系数在 1 3 1 6 范围时 半轴扭转许用应力 可取为 490 588MPa 4 34 3 半轴花键计算半轴花键计算 花键分为矩形花键和渐开线花键 本次设计选用渐开线花键 齿形为渐开线 渐开线其分 吉林大学珠海学院课程设计 16 度圆压力角规定为 30 和 45 两种 本次取标准压力角 取其齿数为 z 21 选 30 D 择 m 1 分度圆直径 D mz 21mm 半轴花键挤压应力校核 hzLr T pm p 3 10 其中 T 为半轴所受转矩 Nm68 1534T mr 为平均半径 mm D r5 10 2 m z 为齿数 z 21 pL 为工作长度 取为 45mm 为载荷分配不均匀系数 一般取 0 75 h 为花键齿侧面工作高度 h m 1mm MPa p 2 206 175 0 4521 5 10 1068 1534 3 由 汽车设计 许用挤压应力取为MPa 所以满足挤压强度要求 220 p 半轴花键剪切应力校核 有公式 2 AB p c dD 其中 BD 为花键外径 取为 22 5mm Ad 为相对应花键孔内径 取为