差速器计算说明书

1、学号06091618成绩吉林大学珠海等傥课程设计说明书系另寸 机电工程系专业汽车服务工程学 号 06091618姓名王硕指导教师杨卓题目名称 汽车差速器设计设计时间2012年4月2012年5 月4 日目录1、任务说明书 02、主减速器基本参数的选择计算 1选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1差速器中的转矩分配计算 2差速器的齿轮主要参数选择 23、差速器齿轮强度计算 5主减速器直齿圆柱齿轮传动设计 7校核齿面接触疲劳强度 10标准斜齿圆柱齿轮主要几何尺寸：表 1-3-1 114、半轴设计计算 12结构形式分析 12半轴计算 13半轴花键计算 145、差速器壳体 166、变速箱壳体设计

2、177、设计总结 188、参考文献 19配图 191、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/6000rmp4500rmp i 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 ；(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

3、 1.151.4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；2、主减速器基本参数的选择计算发动机的最大转矩 Mmax 140N.m , n 4500rmp，发动机到主传动主动齿轮的传动效率0.96，安全系数n=一档变比h 4.64，本次设计选用主减速器传动比i0 3.9因此总传动比 i2 i1 i04.64 3.918.096因此输出转矩 T0n i2 Mmax 1.3 18.096 140 0.96 3162差速器转矩比S=之间选取，这里取 S=l由最大转矩为Tb，半轴最小转矩为 Ts得到方程TbTsTsTTb 1725N.m解得:1437N.m

4、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，齿面硬度为5662HRCz1, z2之间应避免有公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 N 16 z2 iz13.9 1662

5、.463仝 3.9375Z1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 i14.64 ；差速器的转矩 M0MmaxGo 0.96 140 3.9375 4.64 2456 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、右两半轴齿轮，即:1M1 M 2 丄M02左右驱动车轮存在差速情况1228 N m转矩比S:较高转矩侧半轴传递转矩M b与较低转矩侧半轴传递转矩M

6、 s之比称为转矩比S,即:MbMs(取 S=)整理以上两个式子得,MsMoMbM 0 M b1.2，代入相关数据得，Mb 1116(N m)在设计过程中要将安全系数考虑上，安全系数范围n 1.2 1.35，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 1116 1450.8(N m)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 Rb和外锥距Re的确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能力，可根据经验公式来确定Rb Kb3Td式中：KB 行星

7、齿轮球面半径系数，可取，对于有2个行星齿轮的面包车取小值，差速器计算转矩Tdmi n Tce,TcsM 0 2456(Nm)，则&2.6 3 245635.07mm 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尺Re (0.98 0.99)Rb取 Re 0.99Rb 0.99 3534.65mm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Z1 16，半轴齿轮齿数 Z2初选为24，Z2与乙的齿数比为，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1、 2及模数m行星齿轮和半轴

8、齿轮节锥角1、 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 116cos33.7160.8319.28ZV2Z2cos 224cos56.3240.5543.64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2Re .sin 1 乙2Re .sin 2 Z22.33mm根据(GB 1356-87)规定，选取第一系列标准模数m=行星齿轮分度圆直径 4 mZ1 40mm，半轴齿轮分度圆直径 d? mZ? 60mm 。压力角米用推荐值22.5，齿高系

9、数为。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To 1031.1 c nl式中：To差速器传递的转矩，Nm在此取3162N - mn行星齿轮的数目；在此为2I 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离,mm I 2， d 2为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d2d2 ；根据上式c 支承面的许用挤压应力,在此取69 MPad20.860 =48mm I=x 48=24mm3162 103.1.1 69 2 24疋 L 1.1 29.5 疋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

10、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Z110，应尽量取小值162半轴齿轮 齿数Z214 25，且满足 Lh 60n243模数m4齿面宽度F (0.25 0.30)A0 ； F 10m10mm5齿跟高hg 1.6m4mm6齿全冋h 1.788m 0.0517压力角大部分汽车：22.522.58轴交角9009009节圆直径d1 mZ1 ； d2 mZ2d1 40mm ； d260 mm10节锥角Z1Z21 arctan ；2 arcta n乙乙133.7 ；256.311外锥距m 222.522Re 忆 Z4162436.062 2mRe 36.06mm1

11、2周节t 3.1416mt 7.854mm13齿顶咼, 0.370h1 hg h2， h20.430 mZ2/乙h2.514mm, h21.486mm14齿根高h； 1.788m h1 ； h； 1.788m h2h-i 1.956mm ； h22.984mm15径向间隙c h hg 0.188m0.051c=16齿根角； 齿顶角hfhafarctan;aarctanReRef 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iid1d1 2h1 cos 1 ； d

12、2 d? 2h2 cos 2d0144.18mm；d0261.65mm20节锥顶点 至齿轮外 缘距离d 2 .d1.01h sin 1 ；02h2 sin 22 20128.61mm；0218.76mm21理论弧齿厚ts1t s2 ；s2 （gh2）ta nm2s14.264, s23.5922齿侧间隙=mmB=23弦齿厚33SBs2Bs）d S|2; sx2 s226d1222 6d|2sx1 4.204mm；sx2 3.537mm24弦齿高2 2 s cos 1S2 cos 2hx1h1; hx2 h24d14d2hx1 2.666mm；hx2 1.456mm3、差速器齿轮强度计算差速器齿

13、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 弯曲强度为：MPa（3-9）上式中：一一为差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式在此将取为3162N m；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m时，在此=;为载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，=；其他方式支承时 取。支承刚度大时取最小值。为质量系数

14、，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；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=。当 T=min :Tce,Tcs 时，=980 Mpa ;当 T= Tcf 时，=210Mpa。根据上式（39）可得:根据轮齿弯曲应力w公式,2Tkskmkvmb2d2J n1032 3648 .6 .5601000 3709 n 21.0 2.5 9 57.6 0.255 2J取,半轴齿轮齿面宽b29mm。半轴大端分度圆直径 d2前面计算得到57.6mm，质数 kv1.0 ,于模数m 2.5 ,大于1.6mm ,因此尺寸系数ks(ms/25.4)0.250.56

15、0，齿面载荷分配系数km1.0 ,半轴齿轮计算转矩0.6T0T0 minTce ,Tcs2Tkskmkvmb2d2 J n1032 3648 0.560 1.01.0 2.5 9 57.6 0.255 210006181MPa；则3708MPaw满足设计要求。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）4.644.646000 ,. r / min1293r / minn 1293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 Nmax w 80 0.9676.8kwT发发955

16、0发动机输出功率：87.96 kw140*6000, kw 9550RP发87.96 0.96kw 84.44kw各级转矩：T发 140 N ? m主动齿轮的转矩:T19550000 R9550000 84.441293N?m623667N ?m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确定公式中各计算参数:按机械设计公式（6-26） m n22 KT1 cos Y YYf YsF(3)1）因载荷有较重冲击，由机械设计表（6-3 ）查得使用系数 KA1.5，故初选载荷系数 K 22） T1 主动齿轮上的转矩T19550 P9550000 84.44 N?m 623667N ?m 6

17、.23667 105N 12933）Y 螺旋角系数，由图（6-28）查取：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） Y 重合度系数，由公式（6-13 ）Y 0.25 必 0.250.750.691.585其中端面重合度a由公式a(6-7 )1.88 3.2 -Z1Z2cos = 1.88 3.2 丄16 63cos121.594其中端面重合由公式（6-21 ）下式中bsin 0.318 d Z1 tan0.318 0.6 16tan12 0.6495)6)当量齿数：Zv116Zv2当量齿数都大于cos 1Z2cos 2

18、17,因此cos33.724cos56.3匹 19.280.832443.640.55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 =， 丫Sa2 =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d齿宽系数，由表（6-6 ）硬齿面且非对称布置取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YFa1 =，YFa2 =fe1 fe2 850 MPa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，由机械设计基础（第五版）表11-1查得FE1 FE2

19、 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Ynj =YN2 =其中由公式(6-21 )有N160n 1jLh 6091293 1 (16 300 17)6.33 109N26.33 103.9375= 1.6 109SFmin 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 =f1Y 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计算小、大齿轮的 丫丝并加以比较f612MPa618.8MPaYFa1YSa1F13.32

20、1.476120.0037YFa 2Y Sa2F 22.35 1.18618.80.0045 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）I22KT1COS Y Y Y Ysmt 32dZ1F0.00372 623667 cos212 0.90 0.690.6 162口七乙厲3.29 16 1293 -v3.5660 1000 60 1000按7级精度 由图（6-7 ）查得动载系数Kv=；由图（6-10 ）查得齿向载荷分布系数K =；由表（6-4 ）按7级精度查得齿间载荷分布系数K由公式（6-1 ） K=K A x K v x K x K =xxx =修正 mn : m mn

21、3 K K3.293 2.177282 =由表（6-1 ）,选取第一系列标准模数m=4mm中心距 a mZ一仝 41663161.53mm 取 a=162mm2 cos2 cos12确定螺旋角m乙乙arccos -2a416 63arccos=12.7587 =12 45 52162齿轮主要几何尺寸:分度圆直径 d1m乙4cos16cos12 45 5265.62mmd2 mZ2cos463cos12 45 52258.38mm齿宽 b2 d d10.6 65.6239.372 取 b240mm b1 45mm （为保证轮齿有足够的齿合宽度 b1 b2 （510）mm）校核齿面接触疲劳强度Ze

22、Z ZhZ2KTiu 1 bd12 u1）接触强度重合度系数，按端面重合度由图（6-13）查得z确定公式中各计算参数:Ze 弹性系数，按锻钢由表（6-5 ）查得Ze =、MPaZh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 =螺旋角系数，Z cos:cos12 53 33 =前面已求得K =，T16.2366710 5 N ? mm，b= 50，d1由公式（6-11 ）接触疲劳许用应力Z N Hlim h wt式中:Z N1 =， Z N2 =由图（6-15 ）按不允许出现点蚀，查得接触疲劳寿命系数Hlim 1 = Hlim 2 =1500MPaH 试验齿轮的接

23、触疲劳极限，由表（11-1 ）查得SHmin 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SHmin =1计算接触疲劳许用应力hiZ N1 Hlim 1Hmin0.91 1500=1365MPa1Z N 2 Hlim 2SHmin0.92 1500=1380MPa1将确定出的各项数值代入接触强度校核公式，得189.8 0.82 2.41 0.988 2 彳17728 33667 何50 65.6223.9375 13.93751145.37MPaH1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

24、，避免浪费。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=4齿数比uu=Z%1u=%铭6遊75 iZ“ s3ZV2%s3Zv1 19.28 Zv2 43.64当量齿数为分度圆螺旋角一般选 8 -20 =12 45 52大端分度圆直径dd1 mZ/d2 咛1/cos2/cosd165.62mmd2258.38mm中心距am Z1 Z2 a2 cosa=162mm齿宽系数d硬齿面齿宽系数d =d齿顶咼haha*ham =mha4mm*齿根高hfhf =haC - m= mhf5mm全齿高hh= ha+hf = mh9mm顶隙

25、CC=h f-ha= mCimmdaidi2 hadai73.62mm齿顶圆直径daad a2d22had a2266.38mmdfidi2hfdfi55.62 mm齿根圆直径dfdfidi2hfdf2248.38mm4、半轴设计计算结构形式分析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。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

26、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。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较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半

27、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0 1在计算时取，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，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

28、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， 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，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

29、出现。选择全浮式半轴，因而半轴仅承受转矩不承受弯矩。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 T 及杆部直径根据汽车工程手册P1209公式(4-9-37 )。T X2r ( TmaxiL w/rr)rr 0.6 140 4.64 3.9375 0.96 1534.68N ?m 式中：X2 个车轮的驱动力，X2Tmaxi L /rr 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;h为花键

30、齿侧面工作高度,h=m=1mmw传动系效率，根据任务已知条件有根据汽车工程手册P1213公式（4-9-50 ） 杆部直径可按照下式进行初选。3 T 10(2.05 2.18)3 T (2.05 2.18)3 1534.68 (23.64 25.14)mm.0.196选 24mm式中，t 许用半轴扭转切应力，MPa t =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。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16T. _316 1534.68 . _33 10厂 105

31、65.68MPa v t =490-588MPad33.14 243式中，一一半轴扭转应力，；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。在保证安全系数在范围时，半轴扭转许用应力可取为=490 588MPa半轴花键计算30，取其齿数为z=21，选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，本次取标准压力角择 m=1.分度圆直径 D=mz=21mm半轴花键挤压应力校核T103prmzLp h其中，T为半轴所受转矩，T 1534.68Nm ；为平均半径，rm 10.5mm2z为齿数，z=21 ;为工作长度，取为 45mm为载荷分配不均匀系数，一般取=;3206.2MPa1534.68 10310.5 21 45 0.75 1由汽车设计许用挤压应力取为p 220MPa所以满足挤压强度要求。半轴花键剪切应力校核Db dA有公式c p ?()2其中，为花键外径，取为；为相对应花键孔内径，取为。206.222.5 21.8272.17MPa=225MPa，所以满足