差速器计算说明书

1、实用标准文档学号06091618成绩吉林大券珠海学曉课程设计说明书系另寸 机电工程系专业汽车效劳工程学 号 06091618姓名王硕扌旨导教师 杨卓题目名称 汽车差速器设计设计时间2021年4月2021年5 月4 日目录1、任务说明书 12、主减速器根本参数的选择计算 22.1选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数 22.2差速器中的转矩分配计算 32.3差速器的齿轮主要参数选择 33、差速器齿轮强度计算 73.1主减速器直齿圆柱齿轮传动设计 83.2校核齿面接触疲劳强度 113.3标准斜齿圆柱齿轮主要几何尺寸：表 1-3-1 134、半轴设计计算 144.1结构形式分析 144.2半轴计算

2、 164.3半轴花键计算 175、差速器壳体 196、变速箱壳体设计 207、设计总结 21&参考文献 22配图 231、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/4500rmp4.643.5 < i w 4.2FF横置条件：(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 ；(3) 车速度允许误差为土 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;要求齿轮使用寿命为 17年(每年按300

3、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S 1.151.4之间选取；(10) 平安系数为n 1.2 1.35之间选取；(11) 其余参数查相关手册；2、主减速器根本参数的选择计算发动机的最大转矩Mmax140N.m , n 4500rmp,发动机到主传动主动齿轮的传动效率 0.96,平安系数n=1.3文案大全一档变比i14.64,本次设计选用主减速器传动比i03.9因此总传动比i2 i1 i 04.64 3.918.096因此输出转矩T0 n i 2Mmax1.3 18.096140 0.963162 N.m差速器转

4、矩比S=1.11.4之间选取,这里取 S=1.2轴最大转矩为Tb,半轴最小转矩为Ts得到方程TbTsT.Tb解得：t1725N.m1437N.m2.1选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数1按题目条件,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58,应选用7级精度3 材料：差速器齿轮与主减速器齿轮一样,根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,查表机械设计根底第五版表11-1有：热处理方式：渗碳淬火,齿面硬度为5662HRCz1,

5、 z2之间应预防有公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,约数.选小齿轮 z,16 z2 iz13.9 1662.463仝 3.9375Z12.2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i0 3.9375、1档变速比 h 4.64 ；差速器的转矩 M0 MmaxGo 0.96 140 3.9375 4.642456 N m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M.平均分配给左、右两半轴齿

6、轮,即：1M1 M 2 丄 M 01228 N m2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 Mb与较低转矩侧半轴传递转矩 Ms之比称为转矩比S,即：整理以上两个式子得,MbMsMsMbM o M b(取 S=1.2)1.2,代入相关数据得,M b 1116(N m)在设计过程中要将平安系数考虑上,平安系数范围n 1.21.35,该设计取 n 1.3.设计中较高转矩侧半轴传递转矩:Mb' n Mb 1.3 11161450.8( N m)2.3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

7、轮球面半径 R,和外锥距Re确实定行星齿轮球面半径 Rb反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载水平,可根据经验公式来确定RbKb3Td式中：KB行星齿轮球面半径系数,可取2.522.99,对于有2个行星齿轮的面包车取小值2.6 ;,差速器计算转矩 Td mi n Tce,TcsM 0 2456 (N.m),贝U& 2.6 翠2456 35.07mm取整 Rb 35mm差速器行星齿轮球面半径Rb确定后,可初步根据下式确定节锥距R,Re (0.98 0.99)Rb取 Re 0.99Rb 0.99 35 34.65mm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Z

8、1 16,半轴齿轮齿数 Z2初选为24,乙与乙的齿数比为1.5,两个半轴齿数和为48,能被行星齿轮数 2整除,所以能够保证装配,满足设计要求.行星齿轮和半轴齿轮节锥角2及模数m行星齿轮和半轴齿轮节锥角2分别为1 arcta nR/Z?)arcta n(16 /24)33.72 arcta n(Z2/ZJarcta n(24 /16)56.3当量齿数：Zv1乙cos 116cos33.7匹 19.280.83Zv2乙cos 224cos56.3丝 43.640.55当量齿数都大于17,因此乙,Z2满足条件,不会根切锥齿轮大端端面模数 m为空e sin 22.33mm根据(GB 1356-87)规

9、定,选取第一系列标准模数m=2.5mm行星齿轮分度圆直径 d1 mZ1 40mm,半轴齿轮分度圆直径 d2 mZ2 60mm.压力角采用推荐值22.5,齿高系数为0.8.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安装孔的深度.行星齿轮轴直径为V1.1 c nl式中：T 0差速器传递的转矩,Nm在此取3162N - mn行星齿轮的数目；在此为 2l 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离,mm l 0.5d 2 , d 2为半轴齿轮齿面宽中点处的直径,而 d 2 0.8 d2 ；支承面的许用挤压应力,在此取69 MPa根据上式d2 0.8 6

10、0 =48mm l =0.5 x 48=24mm3162 103.1.1 69 2 24 29.5mm1.1 29.5 32.45mm差速器齿轮的几何尺寸计算查得修正系数0.052齿侧间隙B 0.300汽车差速器直齿轮锥齿轮的几何尺寸计算步骤见下表序 号工程计算公式结果1行星齿轮 齿数Z110,应尽量取小值162半轴齿轮 齿数Z214 25,且满足 Lh 60n243模数m2.54齿面宽度F (0.25 0.30)A° ； F 10m10mm5齿跟高hg 1.6m4mm6齿全冋h 1.788m 0.0514.521mm7压力角大局部汽车：22.522.58轴交角9009009节圆直径

11、d1 mZ1 ； d2 mZ2d1 40mm ； d260 mm10节锥角乙Z21 arctan ；2 arctanZ2Z1133.7 ；256.311外锥距Re m JZ32 Z422.5 J162 24236.06mm 36.06mm12周节t 3.1416mt 7.854mm13齿顶咼'0.3700 hg h2, h20.430 r mZ2/Z1h；2.514mm, h21.486mm14齿根高m 1.788m h| ； h2 1.788m h2h；1.956mm ； h；2.984mm15径向间隙c h hg 0.188m0.051c=0.521mm16齿根角； 齿顶角farc

12、tan± aarctan-ReRef 6.33 ; a 3.9717面锥角01 1 2 ； 02 2 20138.62 ；0261.2218根锥角R112 ；R222R1 28.78 ； R2 51.3819外圆直径d01d1 2h1' cos 1 ； d02 d2 2h2 cos 2d0144.18mm；d0261.65mm20节锥顶点 至齿轮外 缘距离d 2' .d 1',01 h1 sin 1 ；02h2 sin 22 20128.61mm；0218.76mm21理论弧齿厚t''s1t s2 ；s2一 gh2)ta nm2s14.264,

13、s23.5922齿侧间隙B =0.245 0.330 mmB=0.300mm23弦齿厚s3Bs3BSx1S2c ； sx2 S22c6d1226d；2sx1 4.204mm；sx2 3.537mm24弦齿高2 2-'S1 cos 1 - 'S2 cos 2hx1h1; hx2 h24d14d2hx1 2.666mm；hx2 1.456mm3、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

14、曲强度校核.轮齿 弯曲强度 w为：2Tks km1.3kvmb2d2 JnMPa(3-9)T T0 0.6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在此将T取为3162N- mn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mmKs为尺寸系数,反映材料的不均匀性,与齿轮尺寸和热处理有:mKs 4.关,当 m 1.6 时,25.4,在此 Ks = 0.629 ；Km 为载荷分配系数,当两个齿轮均用骑马式支承型式时,Km = 1.001.1 ；其他方式支承时取1.101.25.支承刚度大时取最小值.Kv 为质量系数,对于汽车驱动桥齿轮,当齿轮接触良好,

15、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39可得:根据轮齿弯曲应力w公式,2Tkskm 103kvmb2d2J n1000 3709, n 2 ,2 3648 0.6 0.560 1.01.0 2.5 9 57.6 0.255 2J取0.255 ,半轴齿轮齿面宽 鸟9mm.半轴大端分度圆直径d2前面计算得到57.6mm,质量系数kv1.0 ,由于模数m 2.5 ,大于1.6mm ,因此尺寸系数ks(ms/2

16、5.4)0.250.560,齿面载荷分配系数km1.0 ,T0.6T00T0minTce ,Tcs2眺心1032 3648 0.560 1.01000kvmb2d2 J n1.02.5 9 57.6 0.2552w3708MPaw满足设计要求.半轴齿轮计算转矩6181MPa；那么各级转速: 发动机输出转速n发=5500r/min变速箱输出转速主减速器输入转速匹鸣/min4.644.641293r / minn1293主减速器输出转速n0-r/min 328.38r/min3.93753.9375各级功率：主减速器主动齿轮的功率:R N max w 80 0.9676.8kw发动机输出功率：T发

17、发9550140*60009550kw87.96kw87.96 0.96kw84.44kw各级转矩:T发 140 N ? m主动齿轮的转矩:623667N ?m9550000 R 9550000 84.44 N?mn112933.1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 mn 32KTlC°S 2 丫丫 Y 糸 3dZiF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 KA 1.5,故初选载荷系数 K 2Ti9550 R2Ti 主动齿轮上的转矩9550000 8444 "?口 623667N ?m 6.236

18、67 105N?mm 12933Y 螺旋角系数,由图6-28查取：Y =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 =12 ° 4丫 重合度系数,由公式6-13 0.25 座0.250.751.5850.69其中端面重合度a由公式6-7 6 YFa 齿形系数,标准齿轮,变形系数X=0,且按当量齿数 Zv由图6-19 查得a1 11.88 3.2Z1Z21 1 cos = 1.88 3.216 63cos121.594其中端面重合度由公式6-21 下式中bsi n0.318 dZ1 tan0.318 0.6 16t

19、an 120.649m5)d 齿宽系数,由表6-6 硬齿面且非对称布置取d =0.6YFa1 =3.32 ,鴛a2=2.35当量齿数：Zv1乙cos 116cos33.7160.8319.28Zv2Z224cos 2cos56.3240.5543.64当量齿数都大于17,因此乙,Z2满足条件,不会根切7)Ysa修正应力系数,按当量齿数Zv 由图(6-20 )查得 Ysa1=1.47,Ysa2=1.68由机械设计根底第五版表11-1查得主动齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1fe2 850MPa由公式6-16 计算弯曲疲劳许用应力fY NFESFmin式中FE弯曲疲劳强度极限,由机械设计根底第五版表11

20、-1查得FE1FE2 850MPaYn 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Yn1 =0.90Yn 2 =0.91其中由公式6-21 有N1960n 1jLh 60 1293 1 (16 300 17) 6.33 10N2N1 634=1.6 109i 3.9375SFmin 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 SFmin =1.25F】1Y N1FE10.90 850SFmin1.25F)2Yn2FE 20.91 850SFmin1.25代入上述确定参数计算弯曲疲劳许用应力612MPa618.8MPa计算小、大齿轮的 丫

21、虫丝并加以比拟fYFa1YSa1F13.32 1.470.0037612YFa 2 Sa2F)22.35 1.180 0045小齿轮数值大618.8 '将上述确定参数代入式3计算按小齿轮设计模数mt2 KT1 cos2 Y YdZ1Yf YsF3 2 2 623667 cos212 0.90 0.69V0.6 1620.0037=3.29mmmtz1n1v60 1000329 16 1293 3.5660 1000按7级精度 由图6-7 查得动载系数 Kv=1.12 ;由图6-10 查得齿向载荷分布系数K =1.08 ;由表6-4 按7级精度查得齿间载荷分布系数K 1.2 ;由公式6-

22、1 K=K A X Kv X K X K =1.5 X 1.12 X 1.08 X 1.2=2.17728修正mn ： mmn3. 3.293 2.177282=3.38mm由表6-1 ,选取第一系列标准模数m=4mm中央距 a 巴一空 -1663161.53mm 取 a=162mm2 cos2 cos12确定螺旋角arccos arccos- 16 63 =12.7587 =12 45 522a2 162齿轮主要几何尺寸:d265.62 39.372取 b2分度圆直径a齿宽b2 d4 63cos12 45 524 16cos12 45 5265.62mm258.38mm40mm b145mm

23、 为保证轮齿有足够的齿合宽度 b1 b2 510mm3.2校核齿面接触疲劳强度ZeZ ZhZ2KT1U 1.bd2 u确定公式中各计算参数:1Ze 弹性系数,按锻钢由表6-5 查得Ze =189.8 . MPa2 Z 接触强度重合度系数,按端面重合度由图6-13 查得z =0.823 Zh 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Zh =2.414 z 螺旋角系数,Z . cos . cos12 53 33 =0.9885 前面已求得 K =2.17728,T16.23667105 N ? mm ,b= 50,d1 =65.62由公式6-11 接触疲劳许用应力HZ N

24、HlimSHmin式中:由图6-15 按不允许出现点蚀,查得接触疲劳寿命系数ZN1 =0.91,ZN2 =0.92试验齿轮的接触疲劳极限,由表11-1 查得 Hlim 1 = Hlim 2 =1500MPaSHmin 接触疲劳强度计算的最小平安系数,对于普通齿轮和多数工业用齿轮,按一般 可靠度要求,取SHmin =1计算接触疲劳许用应力H】1Z N1Hlim 1Hmin0.91 15001=1365MPaZ N 2 Hlim 20.92 15001=1380MPa将确定出的各项数值代入接触强度校核公式,得3.9375 13.93751145.37MPa189.8 0.82 2.41 0.988

25、2 2.17728 6.33667 10Hmin2t50 65.622h1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,预防浪费.3.3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m由强度计算或结构设计确定,并取标准值m=4U=?u=齿数比uz2 瞬6 彳9375 iZ v1乙%Z v119.28 Zv2 43.64当量齿数/cos3为分度圆螺旋角一般选8°-20 °=12 45 52a65.62mm大端分度圆直径ddimZi"cosd2 mZ2/cos258.38m

26、md2m Z1Z2aa=162mm中央距aa2 cos齿宽系数d丁工 r F n-f rzt5-d =03-0.6=0.6硬齿面齿宽系数d齿顶咼haha*ham =mha4mm齿根高hfhf =*ha*C -m=1.25 mhf5mm全齿高hh= ha+hf =2.25-mh9mm顶隙CC=h f-ha=0.25 mC1mmdaid12hada173.62mm齿顶圆直径dada2d22had a2266.38mmdf 1di2hfdf155.62 mm齿根圆直径dfdfidi2hfdf 2248.38mm4、半轴设计计算4.1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

27、动轮的轮毂相连.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.下列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,

28、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.下列图的特点是半轴外端的凸缘直接与轮毂连接.F图的特点是采用一对球轴承支承轮毂.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拟,大致选定从整个驱动桥的布局来看比拟适宜的半轴半径,然 后对它进行强度核算.计算时应该首先合理确实定在用(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0 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

29、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拟,大致选定从整个驱动桥的布局来看比拟适宜的半轴半径,然 后对它进行强度核算.计算时应该首先合理确实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

30、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0 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.4.2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拟,大致选定从整个驱动桥的布局来看比拟适宜的半轴半径,然 后对他进行强度核算.(1)半轴计算转矩T及杆部直

31、径根据?汽车工程手册?P1209公式(4-9-37 ).T X2r ( TmaxiL w/ & )匚 0.6 140 4.64 3.9375 0.96 1534.68N ?m 式中：X2 个车轮的驱动力,X2TmaxiL 5 单位为Nrr轮胎的滚动半径,单位为 mE 差速器转矩分配系数,对于圆锥行星齿轮差速器可取0.6 ;iL 传动系最低档传动比,iL 4.64 3.9375传动系效率,根据任务条件有w =0.96根据?汽车工程手册?P1213公式(4-9-50 )杆部直径可根据下式进行初选.3 0T19S3(2.05 2.18)3 T(2.05 2.18) 3 1534.68(23.

32、64 25.14) mm选 24mm式中,t 许用半轴扭转切应力,MPa t =490-588MPad,按应力公式进行强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 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16T10316 1534f 1033.14 243565.68MPaV t =490-588MPa式中,一一半轴扭转应力, 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 40Cr

33、MnMo 40号及45号钢等作为全浮式半轴的材料时,其扭转屈服极限到达 784MPa左右.在保证平安系数在1.31.6范围时,半轴扭转许用应力可取为=490588MPa4.3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,渐开线其分度圆压力角规定为 30°和45°两种,本次取标准压力角D 30错误！未找到引用源.取其齿数为z=21,选择m=1,分度圆直径 D=mz=21mm半轴花键挤压应力校核pT103rmzLp h其中,T为半轴所受转矩,错误！未找到引用源.T 1534.68Nm ;D10.5mm2为平均半径,rmz为齿数,z=21 ;错误

34、！未找到引用源.为工作长度,取为45mm错误！未找到引用源.为载荷分配不均匀系数,一般取=0.75 ;1534.68 103h为花键齿侧面工作高度,h=m=1mmp206.2MPa10.5 21 45 0.75 1由?汽车设计?许用挤压应力取为半轴花键剪切应力校核有公式c p?(JA)P 2p 220MPa所以满足挤压强度要求.其中,DB为花键外径,取为 22.5mm；错误！未找到引用源. 为相对应花键孔内径,取为21.8mmo c 206.222.5 21.872.17MPa2由?汽车设计?有许用剪切应力错误!未找到引用源.=225MPa,所以满足剪切强度要求. 综上,半轴花键设计合理.5、差速器