差速器参考示例

课程设计的任务：任务安排：凯越76kw/6000rmp142N.m/4000rmp3.543.23.8FF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； (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-1.4之间选取； (10)安全系数为n=1.2-1.35之间选取； (11)其余参数查相关手册；第一章 主减速器齿轮设计1.1齿轮的材料汽车主减速器齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和l 6SiMn2WMoV等。1.2主减速器齿轮主要参数的选择主减速器齿轮的主要参数有主、从动齿轮齿数和、从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数主、从动锥齿轮齿面宽等。1.2.1选定主减速器从动齿轮类型、精度及其材料1） 类型: 根据题目要求选用单级主减速器从动齿轮选用标准斜齿圆柱齿轮，有较大的冲击载荷故加工成齿面。2) 精度等级：家用轿车属于轻型轿车，故选用7级精度。综上所述主减速器主动齿轮选用渗碳合金钢制造。在此，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，其洛式硬度为56 62HRC，接触疲劳极限1500MPa，弯曲疲劳极限850MPa。1.2.2主减速器主动齿轮的支撑方案选择1.2.3主、从动锥齿轮齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：对于单级主减速器，当较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数取值小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。当6时，的最小值可取为5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，最好大于5。当较小(如=3.55)时，引可取为712，但这时常常会因主、从动齿轮齿数太多、尺寸太大而不能保证所要求的桥下离地间隙。为了磨合均匀，主、从动齿轮的齿数，之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不少于40，对于轿车应不少于50。根据以上原则，查阅相关资料取：主动轮齿数=16；从动轮齿数=59；主传动比i=3.7；齿数比：u=59/16=3.6875；1.3 总体设计1.3.1 各参数的确定各级转速：发动机输出转速=4000r/min变速箱输出转速（主减速器输入转速）主减速器输出转速各级功率：主减速器主动齿轮的功率：发动机输出功率：各级转矩：主动齿轮的转矩：1.3.2 按齿根弯曲疲劳强度设计按机械设计公式（6-26）（3）确定公式中各计算参数：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2）主动齿轮上的转矩3）螺旋角系数，由图(6-28)查取：=0.90;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=15)4) 重合度系数，由公式（6-13）其中端面重合度由公式（6-7）=其中端面重合度由公式（6-21）下式中=0.3180.616tan15=0.8185）齿宽系数，由表（6-6）硬齿面且非对称布置取=0.66）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=2.92，=2.24 当量齿数： 和均大于17，满足不根切条件。7）修正应力系数，按当量齿数由图（6-20）查得=1.53，=1.74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MPa由公式（6-16）计算弯曲疲劳许用应力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MPa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=0.90 =0.91其中由公式（6-21）有=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，按一般可靠度要求，取=1.25代入上述确定参数计算弯曲疲劳许用应力 计算小、大齿轮的并加以比较 小齿轮数值大将上述确定参数代入式（3）计算（按小齿轮设计模数）=3.828按7级精度 由图（6-7）查得动载系数=1.12；由图（6-10）查得齿向载荷分布系数=1.08；由表（6-4）按7级精度查得齿间载荷分布系数=1.2；由公式（6-1）K=1.51.121.081.2=2.17728修正：=3.938由表（6-1），选取第一系列标准模数m=4中心距取a=156确定螺旋角=155633齿轮主要几何尺寸：分度圆直径 =66.56 =245.44验证最小离地间隙 h=车轮滚动半径r 大齿轮分度圆半径 =361-245.44/2=238.28mm190mm(图4-2-3)合格齿宽 取 （为保证轮齿有足够的齿合宽度）1.3.3校核齿面接触疲劳强度确定公式中各计算参数：1）弹性系数，按锻钢由表（6-5）查得=189.8 2）接触强度重合度系数，按端面重合度由图（6-13）查得=0.82 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=2.41 4）螺旋角系数，=0.981 5）前面已求得 =2.835， = 40，=66.56 由公式（6-11）接触疲劳许用应力式中：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试验齿轮的接触疲劳极限，由表（11-1）查得=1500MPa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，按一般可靠度要求，取=1计算接触疲劳许用应力 =1365MPa =1380MPa 将确定出的各项数值代入接触强度校核公式，得所以接触强度满足。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。1.3.4 标准斜齿圆柱齿轮主要几何尺寸：表1-3-1名称及代号公式及说明计算结果法面模数由强度计算或结构设计确定，并取标准值M=4齿数比U=U=当量齿数 为分度圆螺旋角一般选8-20=155633大端分度圆直径 =66.56MM =245.44MM中心距AA=156MM齿宽系数硬齿面齿宽系数=0.3-0.6=0.6齿顶高=M=4MM齿根高=M=1.25M=5MM全齿高=+=2.25M=9MM顶隙CC=-=0.25MC=1MM齿顶圆直径74.56MM齿根圆直径=56.56MM=235.44MM第二章 差速器的设计2.1 差速器的功能原理2.2差速器总体设计2.2.1传动比的分配一档变比：主传动比： 总传动比： 2.2.2各运动参数的计行星动齿轮的扭矩： 半轴齿轮扭矩： 差速器转矩比为、动载荷影响取安全系数n=1.5； （2-2-1）（2-2-2）联立（2-2-1）（2-2-2）式得，=773.69Nm; 为半轴齿轮所接收的转矩较高转矩半轴齿轮许用安全转矩为：差速器壳收到的转速半轴齿轮转速 即 2.2.3 选定差速器从动齿轮类型、精度及其材料1） 类型: 根据题目要求选用单级主减速器从动齿轮选用标准直齿锥齿轮，有较大的冲击载荷故加工成齿面。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58，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，其洛式硬度为56 62HRC，接触疲劳极限1500MPa，弯曲疲劳极限850MPa。2.2.3.1行星齿轮差速器的确定1）行星齿轮数目的选择依照汽车工程手册，轿车多用2个行星齿轮，货车汽车和越野汽车多用4个，少数轿车用个行星齿轮；根据已知条件，本设计取2个行星齿轮。2）行星齿轮球面半径的确定差速器的尺寸通常决定于，它就是行星齿轮的安装尺寸，可根据公式来确定，其中，行星齿轮球面半径系数=2.522.99，对于有四个行星齿轮的轿车和公路用车取小值，对于有两个行星齿轮的轿车及有四个行星齿轮的越野车和矿用车取大值；本设计有两个行星齿轮的轿车取大值，取=2.99.。主减速器从动齿轮所传递的扭矩，=1779.4872=2.99=36.23mm 3）预选其节锥距 mm4）行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了得到较大的模数，以使齿轮有较高的强度，行星齿轮的齿数应尽量少，但一般不少于10。半轴齿轮齿数取1425；半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.52范围内；左、右半轴齿轮的齿数和必须能被行星齿轮的数目所整除，否则将不能安装。取行星齿轮=15 半轴齿轮=245）行星齿轮分度圆锥角、模数和分度圆直径的初步确定行星齿轮和半轴齿轮的节锥角、计算如下：当量齿数： 满足不根切条件 合理6）大端模数及分度圆直径的计算 由表（6-1），选取第一系列标准模数m=3mm分度圆直径， mm mm7）压力角 过去汽车差速器齿轮都选用压力角，这时齿高系数为1，而最少齿数为13。现在大都选用的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减少至10,所以初定压力角为8) 行星齿轮安装孔直径及其深度的确定 根据汽车工程手册P1205公式（4-9-35）： mm23mm式中注解： 差速器传递的转矩，N.m；=1779.4875 N.m 行星齿轮数；n=2 为行星齿轮支撑面中点到锥顶的距离mm（=28.8mm，为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而=57.6mm）； 20CrMnTi钢支撑面的许用挤压应力，取为69N/mm。2.2.3.2 差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算 表2-2-3-1 序号名称及代号计算公式及说明计算结果1行星齿轮齿数，应尽量取小值2半轴齿轮齿数且需满足转条件3传动比i=i=1.64模数mm=35分度圆锥角32586分度圆直径dmm45mm7外锥距R42.458齿宽系数9齿面宽b取10齿顶高=3mm11齿根高=3.6mm12压力角一般汽车压力角为2230223013齿全高h14顶隙CC=0.6mm15轴交角标准直齿圆锥齿轮=9016齿顶圆直径=50.09mm=75.18mm17齿根圆直径=38.89mm=68.18mm18齿顶角4.04=4.0419齿根角4.85=4.8520根锥角=27.15=53.15=27.15=53.1521顶锥角=36.04=62.04=36.04=62.042.2.3.3 差速器直齿锥齿轮的强度计算差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，对疲劳寿命则不予考虑，这是因为行星齿轮在工作中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左、右驱动车轮有转速差时行星齿轮与半轴齿轮之间才有相对滚动的缘故。根据汽车工程手册P1207公式（4-9-36）差速器齿轮的弯曲应力为： （N/mm） 式中： 差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩， N.m； N.m 主减速从动轮所传递的扭矩；=1779.4875 N.m 行星齿轮数目；n=2 半轴齿轮齿数；=24 超载系数，一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车，以及液力传动的各类汽车均取； 质量系数，对驱动桥齿轮可取；据汽车工程手册P1195公式（4-9-15式中注解） 尺寸系数，当端面模数mm时，取；据汽车工程手册P1195公式（4-9-15式中注解） 载荷分配系数，当两个齿轮均为骑马式支撑时， 取；据汽车工程手册P1196公式（4-9-15式中注解） 、分别为计算齿轮的齿面宽（mm）b=13mm、和模数m=3； 汽车差速器齿轮弯曲应力计算用的综合系数；见下图2-2-3-1查得J=0.262图2-2-3-1许用弯曲应力为980N/mm；据汽车工程手册P1207公式（4-9-36式中）将确定出的各项数值代入弯曲应力公式，得 N/mm980N/mm 即满足要求 第三章 半轴设计计算3.1 结构形式分析3.2 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本设计选全浮式半轴根据汽车工程手册P1209公式（4-9-37）式中：个车轮的驱动力， 单位为N轮胎的滚动半径，单位为m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，传动系效率，根据任务已知条件有=0.96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。选22mm 式中，许用半轴扭转切应力，MPa；=490-588MPad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，按应力公式进行强度校核。（2）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=490-588MPa式中，半轴扭转应力，MPa；d半轴直径，mm。根据汽车工程手册P1212公式（4-9-47）半轴的最大扭转角为 式中，最大扭转角扭转角；半轴长度；mm由凯越车型初选800mmG材料剪切弹性模量，N选45号钢G=335MPa查工程材料与成行技术基础P93表（4-9）；半轴断面极惯性矩， 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1.31.6范围时，半轴扭转许用应力可取为490588MPa。3.3 半轴花键设计计算为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径，常常将加工花键的端部做得粗些，并适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增加,半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。重型车半轴的杆部较粗，外端突缘也很大，当无较大锻造设备时可采用两端均为花键联接的结构，且取相同花键参数以简化工艺。在现代汽车半轴上，渐开线花键用得较广，但也有采用矩形或梯形花键的。本设计半轴和半轴齿轮采用渐开线花键连接，对花键应进行剪切应