别克差速器设计说明书

1、学号学号 0608111006081110 成绩成绩 汽车专业综合实践说明书汽车专业综合实践说明书 设计名称设计名称 别克凯越差速器别克凯越差速器 设计时间设计时间 20112011 年年 4 4 月月 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 班班 级级 1111 班班 姓姓 名名 蔡健文蔡健文 指导教师指导教师 邓宝清邓宝清 20112011 年年 4 4 月月 2222 日日 目录 课程设计的任务 第一章 主减速器齿轮设计.- 1 - 1.1 齿轮的材料 .- 1 - 1.2 主减速器齿轮主要参数的选择 .- 2 - 1.2.1 选定主减速器从动齿轮类型、精

2、度及其材料 .- 2 - 1.2.2 主减速器主动齿轮的支撑方案选择 .- 3 - 1.2.3 主、从动锥齿轮齿数 1 z 和 2 z 选择.- 4 - 1.3 总体设计 .- 5 - 1.3.1 各参数的确定.- 5 - 1.3.2 按齿根弯曲疲劳强度设计.- 5- 1.3.3 校核齿面接触疲劳强度 .- 9 - 1.3.4 标准斜齿圆柱齿轮主要几何尺寸：表 1-3-1 .- 10 - 第二章 差速器的设计.- 12 - 2.1 差速器的功能原理 .- 12 - 2.2 差速器总体设计 .- 14 - 2.2.1 传动比的分配 .- 14 - 2.2.2 各运动参数的计 .- 14 - 2.

3、2.3 选定差速器从动齿轮类型、精度及其材料.- 15 - 第三章 半轴设计计算.- 22 - 3.1 结构形式分析 .- 22 - 3.2 半轴计算 .- 23 - 3.3 半轴花键设计计算 .- 25 - 第四章 最小离地间隙.- 27 - 本次课程设计的总结：.- 29 - 参考文献：.- 30 - 附图：.- 31 - 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；0.96 w (3)车速度允许误差为3%； (4)工作情况：每天工作

4、 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；1.15s (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； 传动方案：如参考图例 设计工作量：（1）差速器设计计算说明书 1 份。 （2）差速器装配图 1 张（a0 图纸） ； （3）零件工作图 2 张（同一设计小组的各个同学的零件图不得 重复，须由指导教师指

5、导选定） ； 参考图例： 差速器工作原理图 1 第一章 主减速器齿轮设计 1.1 齿轮的材料 驱动桥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载 荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。它是传动系中的薄弱环节。齿 轮材料应满足如下要求： 1)具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面具有高的硬度以保 证有高的耐磨性。 2)轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折 断。 3)锻造性能、切削加工性能及热处理性能良好，热处理后变形小或变形 规律易控制。 4)选择合金材料时，尽量少用含镍、铬元素的材料，而选用含锰、钒、 硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。 汽车主减速器齿轮

6、目前常用渗碳合金钢制造，主要有 20crmnti、20mnvb、20mntib、22crnimo 和 l 6simn2wmov 等。 渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层(一般碳的质量分 数为 0.81.2)，具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良 好的韧性，故这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。 由于较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理 费用高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形， 如果渗透层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层剥落。 2 为改善齿轮的磨合，防止其在运行初期出现早期的磨损、擦伤、胶合

7、或 咬死，齿聋在热处理及精加工后，作厚度为 0.0050.020mm 的磷化处理或 镀铜、镀锡处理。对齿面壶行应力喷丸处理，可提高 25的齿轮寿命。对于 滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以高耐磨性。渗硫后摩擦因子可显著降 低，即使润滑条件较差，也能防止齿面擦伤、咬死习胶合。 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 1 z 2 z 分度圆直径和端面模数主、从动锥齿轮齿面宽等。 2 d n m 1 b 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

8、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。 材料：驱动桥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系的其它齿轮相比， 具有载荷大，作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。其损坏形式主要有 齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落） 、磨损和擦伤等。根据这些情况， 对于驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求： 具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨 性，故齿表面应有高的硬度； 轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根 部折断； 3 钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规 律易于控制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减

9、少生产成本并将低废品 率； 选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。 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 主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很 好的工作。齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减 速器壳体的刚度有关外，与齿轮的支撑刚度也密切相关。 主动齿轮的支撑 主动齿轮的支撑可分为悬臂式支撑（如图

10、 1-2-1）和骑马式支撑（如图 1-2-2）两种。 悬臂式支撑结构的特点是在齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两 个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度和增加两支撑件的距离，以改善支撑刚 度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由 靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了尽可能地增加 支撑刚度，支撑距离应大于 2.5 倍的悬臂长度，且应比齿轮节圆直径的 70% 还大，另外靠近齿轮的轴颈应不小于悬臂的尺寸。为了方便拆装，应使靠近 4 齿轮的轴承轴颈比另一轴承的支撑轴颈大些。靠近齿轮的支撑轴承有时也采 用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆

11、锥滚子 轴承。支撑刚度除了与轴承形式、轴颈大小、支撑距离和悬臂长度有关以外， 还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。 悬臂式支撑结构简单，支撑刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型 货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。 本设计采用骑马式支撑结构。 1.2.3 主、从动锥齿轮齿数和选择 1 z 2 z 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 0 i 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 0 i 1 z 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 1 z 0 i

12、 0 i 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 1 z 2 z 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； 1 z 从动轮齿数=59； 2 z 主传动比 i=3.7； 齿数比：u=59/16=3.6875； 5 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 发 n 变速箱输出转速（主减速器输入转速） min/4.91129min/ 54 . 3 4

13、000 54 . 3 1 rr n n 发 主减速器输出转速min/24 .306min/ 6875. 3 4.91129 6875 . 3 1 0 rr n n 各级功率： 主减速器主动齿轮的功率： kw wax 96.7296. 076np m1 发动机输出功率： kw.47659kw 9550 4000142 9550 t p 发发 kw.157kw96. 076.459pp1 发 各级转矩： mn142t发 主动齿轮的转矩：mnm n p 6 . 482n 94.1129 1 . 5795509550 t 1 1 1 1.3.2 按齿根弯曲疲劳强度设计 按机械设计公式（6-26）（3）

14、 3 sf 2 1d 2 1 n cos2 m f yy z yykt 6 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5 . 1k a 载荷系数2k 2）主动齿轮上的转矩 1 t mmnmnm n p 5 1 1 1 10826 . 4 6 .482n 94.1129 1 . 5795509550 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=15) 4) 重合度系数，由公式（6-13）y a y 75 . 0 25 . 0 82.70 07

15、5 . 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 075 . 115cos 59 1 16 1 2 . 388 . 1 由公式（6-21）下式中 =0.3180.616tan15=0.818 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- fa y v z 19）查得=2.92，=2.24 1fa y 2fa y 当量齿数： 5.717 15cos 16 cos z z 33

16、 1 1v 7.465 15cos 59 cos z z 33 2 2v 和均大于 17，满足不根切条件。 1v z 2v z 7）修正应力系数，按当量齿数由图（6-20）查得 as y v z 7 =1.53，=1.74 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 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 1fe mpa850 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

17、n y 查得=0.90 =0.91 1n y 2n y 其中由公式（6-21）有 9 11 10.535)1730016(14.911296060 h jlnn = i n n 1 2 .68753 10.535 9 9 105 . 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， fmin s 按一般可靠度要求，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

18、比较 a f saf yy 0073 . 0 612 53 . 1 92 . 2 1 11 f safay y 小齿轮数值大0063 . 0 .8618 74 . 1 24. 2 2 22 f safa yy 8 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 n cos2 m f yy z yykt =3 2 25 073.00 166 . 0 82.7009 . 015cos1026.8422 =3.828 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

19、间载荷分布系数=1.2； k 由公式（6-1）k=1.51.121.081.2=2.17728 a k v k k k 修正：=3.938 n m 3 3 t n 2 2.17728 288 . 3 k k mm mm 由表（6-1） ，选取第一系列标准模数 m=4mm 中心距取 a=156 9.2155 15cos2 59164 cos2 a 21 zzm mmmm 确定螺旋角=155633 1562 59164 cosarc 2 cosarc 21 a zzm 齿轮主要几何尺寸： 分度圆直径 =66.56 335615cos 164 cos m d 1 1 z mm =245.44 335

20、615cos 594 cos m d 2 2 z mm 验证最小离地间隙 h=车轮滚动半径 r 大齿轮分度圆半径 2 r =361-245.44/2=238.28mm190mm(图 4-2-3)合格 齿宽 取 （为保证轮齿有足够48.9398.5666 . 0db 1d 40b245b1 的齿合宽度） mm )105(bb 21 9 1.3.3 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 z =0.82 z 3）节

21、点区域系数，按螺旋角且标准齿轮变位系数 x=0 由图（6- hz 14）查得=2.41 hz 4）螺旋角系数，=0.981 z 335615coscosz 5）前面已求得 =2.835， = 40，=66.56kmmnt 5 1 10826 . 4 b 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 hmin

22、s 轮，按一般可靠度要求，取=1 hmin s 计算接触疲劳许用应力 =1365mpa 1 15001.90z hmin 1hlim1n 1h s 10 =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 1081.75mpa 8756 . 3 18756 . 3 56.6640 1026.8477281 . 22 81.901.4282 . 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。 1.3.4 标准斜齿圆柱齿

23、轮主要几何尺寸：表 1-3-1 名称及代号名称及代号公式及说明公式及说明计算结果计算结果 法面模数法面模数m 由强度计算或结构设计确定，并取由强度计算或结构设计确定，并取 标准值标准值 m=4m=4 齿数比齿数比u u=u= 1 2 z z u=u=i8756 . 3 16 59 z z 1 2 当量齿数当量齿数 3 1 1v cos z z 3 2 2v cos z z 01.18z 1v 42.66z 2v 为分度圆为分度圆 螺旋角螺旋角一般选一般选 8-208-20=155633=155633 大端分度圆大端分度圆 直径直径d cos m d 1 1 z cos m d 2 2 z =6

24、6.56mm=66.56mm 1 d =245.44mm=245.44mm 1 d 中心距中心距 a a cos2 a 21 zzm a=156mma=156mm 齿宽系数齿宽系数 d 硬齿面齿宽系数硬齿面齿宽系数=0.3-0.6=0.3-0.6 d =0.6=0.6 d 11 齿顶高齿顶高 a h=m=mmhh * aa =4mm=4mm a h 齿根高齿根高 f h= =m=1.25mm=1.25m f hch * a =5mm=5mm f h 全齿高全齿高h= =+ +=2.25m=2.25mh a h f h =9mm=9mmh 顶隙顶隙 c cc=c=- -=0.25m=0.25m

25、f h a h c=1mmc=1mm 齿顶圆直径齿顶圆直径 a d a h2dd 11a a h2dd 22a 74.56mm74.56mm 1a d mm4.4253d 2a 齿根圆直径齿根圆直径 f d f hd2d 11f f hd2d 11f =56.56mm=56.56mm 1f d =235.44mm=235.44mm 2f d 第二章 差速器的设计 2.1 差速器的功能原理 目前常采用的差速器有三种不同的结构形式：1.是普通的伞齿轮差速器， 12 简称普通差速器：2.是防滑自锁差速器，又称 nospin 差速器：3.是有限 打滑差速器，又称 positorq 差速器，或限力矩差速

26、器，或防滑差速器。 这三种差速器的结构，原理，特性是不同的，适用范围也有差别，因此根据 我们设计的桥的工作要求及经济性，我们采用了普通差速器这种结构设计。 普通差速器主要是由十字轴，半轴齿轮，行星齿轮，差速器左，右半 壳等组成，动力由输入法兰输入，半轴齿轮输出，通过半轴齿轮传递到论 边，带动车论转动。 其工作原理如图所示： 图 2-1-1 当 n =0 时（即行星轮不自转） ，差速器作整体回转，车辆作直线运行， 3 转速为 n ，当车辆右转弯时，n 不等于 0 时，即行星轮以转速 n 自转。它 033 将加快半轴齿轮 1 的转速。同时又使半轴齿轮 2 转速减慢。此时半轴齿轮 1 增高的转速为

27、n，半轴齿轮 2 减低的转速为 n，即 3 1 3 z z 3 1 3 z z n =n + n 103 1 3 z z 13 n= n - n 03 1 3 z z 由于 z1=z2，故 n +n =2n 。从上述可知，可实现左，右半轴齿轮转速 120 不相等，其转速差为 n -n =2 n。从而实现左，右两车轮差速，减少轮 123 2 3 z z 胎的磨损。 假设左，右车轮由于转弯或者其它原因引起左，右车轮切线方向产生 一个附加阻力p，它们方向相反。以 p 表示行星轮轴上作用力，则左，右 半轴齿轮给行星齿轮的反作用力为 p/2，两半轴齿轮 r 相同，则传递给左， 右半轴的扭矩均为 pr/2

28、。故直线行驶时左，右驱动轮扭矩相等（r 为半轴 齿轮的半径） 。 当机械转弯时，行星轮随着差速器内的十字轴公转外，同时还绕其自身 轴自转。使他转动的力矩为 2pr1（r 为行星齿轮半径） ，慢慢的附加阻力 1 p 和 p/2。而快侧p 与 p/2 方向相反，故慢侧所受的扭矩大，快侧所受的 扭矩小。即： m =（p/2-p）r 1 m =（p/2+p）r 2 若以 2pr=m 表示差速器内摩擦力矩，以 pr=m 表示差速器传递的扭 f0 矩，则： m + m = m 120 m - m = m 21f 由上面的分析可知，如果不计摩擦力矩，即 m =0，则 m = m ，故可以 f12 14 认为

29、动锥齿轮的扭矩平均分给左，右半轴，如果考虑到内摩擦，则快侧车轮 力矩下，慢车轮力矩大，在普通差速器中，内摩擦较小，m /（m + m ） 212 =0.550.6，这就是差速器“差速不差扭”的传扭特性。 普通差速器的“差速不差扭”的传扭特性，会给机械行驶带来不利的 影响，如一车轮陷入泥泞时，由于附着立不够，就会发生打滑。这时另外 一个车轮不但不会增加，反而会减少到与车轮一样，致使整机的牵引力大 大减少。如果牵引力不能克服行驶阻力，此时打滑的车轮以两倍于差速器 壳的转速转动，而另外一侧不转动，此时整机停留不前。 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： 54 . 3

30、 1 i6875 . 3 0 i 总传动比： 05375.136875 . 3 54 . 3 i 01 ii总 2.2.2 各运动参数的计 行星动齿轮的扭矩： mnmm4872.177996 . 0 6875 . 3 54. 3142i wmax0 总 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；3 . 1s （2-2-1）3 . 1 s m m s b （2-2-2）mnmmm sb .4872.1779 0 15 联立（2-2-1）（2-2-2）式得，=773.69nm; s mmnm.7973.1005 b 为半轴齿轮所接收的转矩 b m 较高转矩半轴齿轮许用安全转

31、矩为： mnnmm bx .696.15085 . 17973.1005 差速器壳收到的转速min/17.294 6875. 354 . 3 96 . 0 4000 i n 1 0 r n w 总 半轴齿轮转速 021 n2nn 即 min/34.588min/17.2942n2 0 rrn 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

32、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 16 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 b r 差速器的尺寸通常决定于，它

33、就是行星齿轮的安装尺寸，可根据公式 b r 来确定， 3 jbb tkr 其中，行星齿轮球面半径系数=2.522.99，对于有四个行星齿轮 b k b k 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.。 b k 主减速器从动齿轮所传递的扭矩， j tnm =1779.4872 ocsj mtt， ce tnm =2.99=36.23mm 3 jbb tkr 3 4872.1779 3）预选其节锥距 mm b ra)99 . 0 98 . 0 ( 0 23.3699 . 0 87.35 4）行星齿轮与

34、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=24 3 z 4 z 5）行星齿轮分度圆锥角 、模数和分度圆直径的初步确定md 行星齿轮和半轴齿轮的节锥角、计算如下： 3 4 32 24 15 arctan 3 58 15 24 arctan 4 17 当量齿数： 1769.17 32cos 15 cos3 3 3 z v 满足不根切条件 合理1729.45 5

35、8cos 24 cos 4 4 4 z v 6）大端模数及分度圆直径的计算md 534 . 2 32sin 15 87.352 sin 2 3 3 0 z a m 由表（6-1） ，选取第一系列标准模数 m=3mm 分度圆直径， mm mmmzd 45153 33 mzd72243 24 mzd 7）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20 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0322 * a h 减少至 10,所以初定压力角为0322 8) 行星齿轮安装孔直径 及其深度的确定l 根据汽车工程手册p1205 公式（4-9-35）： n

36、l t c 1 . 1 103 0 mm18.20 .8282691 . 1 104872.1779 3 mm23mm19.2218.201 . 11 . 1l 式中注解： 差速器传递的转矩，n.m；=1779.4875 n.m 0 t 0 t 行星齿轮数；n=2n 为行星齿轮支撑面中点到锥顶的距离 mm（=28.8mm，l 2 5 . 0 dl 为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而=57.6mm） ； 2 d 2 d 2 8 . 0 d 18 20crmnti 钢支撑面的许用挤压应力，取为 69n/mm 。 c 2 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

37、号计算公式及说明计算结果 1 行星齿轮齿数 3 z，应尽量取小值10 3 z 15z3 2 半轴齿轮齿数 4 z且需满足转条件2514 4 z24 4 z 3 传动比i i=6 . 1 15 24z 3 4 z i=1.6 4 模数 mm m=3 5 分度圆锥角 32 24 15 arctan 3 58 15 24 arctan 4 32 3 58 4 6 分度圆直径 d mm45153 33 mzd mm72243 44 mzd 45mm 3 d mm72 4 d 7 外锥距 r mm5.4422415 2 3 2 m r 22 2 4 2 3 zz 42.45r 8 齿宽系数 r .305

38、.20 r .30 r 9 齿面宽 b 3 4.7125.424.30rb r r 取13mmb 10 齿顶高 a h mh a=3mm a h 11 齿根高 f hm2 . 1hf=3.6mm f h 12 压力角一般汽车压力角为 2230 2230 19 13 齿全高 hm2 . 2h m.66h 14 顶隙 cm2 . 0c c=0.6mm 15 轴交角标准直齿圆锥齿轮=90 16 齿顶圆直径 a d 333a mcos2dd 444a mcos2dd =50.09mm 3a d =75.18mm 4a d 17 齿根圆直径 f d 333f mcos4 . 2dd 444f mcos4

39、 . 2dd =38.89mm 3f d =68.18mm 4f d 18 齿顶角 a 4.04 5.442 3 tanarctanarc a r ha =4.04 a 19 齿根角 f 4.85 5.442 .63 tanarctanarc f r hf =4.85 f 20 根锥角 f =27.155.8432 f3f3 =53.155.8458 f4f4 =27.15 f3 =53.15 f4 21 顶锥角 a =36.0440 . 432 a3a3 =62.044.0458 a4a4 =36.04 a3 =62.04 a4 2.2.3.3 差速器直齿锥齿轮的强度计算 差速器齿轮主要进行

40、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 ） w v ms w jmzk kkkt 2 4 0 3 b 102 2 20 式中： 差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩， n.m；t n.m46.8533 2 6 . 0872.41779 6 . 0 n t t j 主减速从动轮所传递的扭矩；=1779.4875 n.m j t j t 行星齿轮数目；n=2n 半轴齿轮齿数；=24 4

41、z 4 z 超载系数，一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车，以及 0 k 液力传动的各类汽车均取；1 0 k 质量系数，对驱动桥齿轮可取；据汽车工程手册 v k1 v k p1195 公式（4-9-15 式中注解） 尺寸系数，当端面模数mm 时，取 s k6 . 1m ；据汽车工程手册 p1195 公586 . 0 4 . 25 3 4 . 25 44 m ks 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， m k 取；据汽车工程手册 p1196 公10. 100. 1 m k00 . 1 m k 式（4-9-15 式中注解） 、分别为计算齿轮的齿面宽（mm）b=13m

42、m、和模数bm 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-j 2-3-1 查得 j=0.262 21 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） w 2 将确定出的各项数值代入弯曲应力公式，得 262 . 0 324131 00 . 1 586 . 0 146.8533102 2 3 w n/mm 980n/mm 4.4850 22 即满足要求 22 第三章 半轴设计计算 3.1 结构形式分析 当前、后桥差速器壳体转速相近时，粘性联轴器内、外叶片转速相近， 它并不起限动作用，此时轴间差速器将转矩按固定比例分配

43、给前、后桥。当 某一车轮(如前轮)严重打滑时，前桥差速器壳的转速升高，粘性联轴器的内、 外叶片转速差增大，阻力矩增大，轴间差速器中与后桥相连的转速较低的齿 轮就获得了较大的转矩，使附着条件较好的后轮产生与附 在有些汽车中，用粘性联轴器取代了轴间差速器。当汽车正常行驶时， 前、后轮转速基本相等，粘性联轴器不工作，此时相当于前轮驱动。当汽车 加速或爬坡时，汽车质心后移，前轮将出现打滑现象，转速升高，前、后轮 出现转速差，粘性联轴器开始工作，将部分转矩传给后桥，使之产生足够驱 动力帮助前轮恢复正常的附着状态，提高了它的动力性。由于粘性传动不如 机械传动可靠，所能传递的转矩较小，故该形式主要用于轿车和

44、轻型汽车中。 半轴根据其车轮端的支承方式不同，可分为半浮式、34 浮式和全浮式 三种形式。 半浮式半轴的结构特点是半轴外端支承轴承位于半轴套管外端的内孔， 车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩外，其外端还承受由路面对车轮的 反力所引起的全部力和力矩。半浮式半轴有结构简单，质量小，尺寸紧凑， 造价低廉的优点，但所受载荷复杂且较大，因此多用于质量较小，使用条件 较好，承载负荷也不大的轿车和微型、轻型货车或客车上。 23 34 浮式半轴的结构特点是半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴 套管的端部，直接支承着车轮轮毂，而半轴则以其端部凸缘与轮毂用螺钉联 接。该形式半轴受载情况与半浮式相似，只是载荷有

45、所减轻，一般仅用在轿 车和轻型货车上。 全浮式半轴理论上只承受传动系的转矩而不承受弯矩，但实际上由于加 工零件的精度和装配精度影响以及桥壳、轴承支承刚度不足等原因，仍可能 使全浮式半轴承受一定弯矩。 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 t 本设计选全浮式半轴 根据汽车工程手册p1209 公式（4-9-37） m925.61067875.417796 . 096 . 0 6875 . 3 54 . 3 1

46、426 . 0)/(xt rmax2 nrritr rwlr 式中： 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 i 6875 . 3 4 . 3 l i 24 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。 选 mmtd）（）（）（8.22295.20925.6106718. 205 . 2 18 . 2 05 . 2 196 . 0 10t 3 33 3 22mm 式中

47、，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。 （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 =490-588mpa4mpa 9 . 51010 2214 . 3 925.6106716 10 16 3 3 3 3 d t 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 6.36 14. 337.22986335 800925.61067180 18

48、0 p gl lt 156 25 式中，最大扭转角扭转角；156 l半轴长度；mm 由凯越车型初选 800mm g材料剪切弹性模量，n选 45 号钢 g=335mpa 查工程材 2 m 料与成行技术基础 p93 表（4-9）； p i 半轴断面极惯性矩， 4 44 37.22986 32 2214 . 3 32 mm d lp 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