差速器计算说明书

1、学号06091618成绩课程设计说明书系别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日吉林大学珠海学院课程设计目录1、任务说明书12、主减速器基本参数的选择计算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1-3-1134、半轴设计计算144.1 结构形式分析 .144.2 半轴计算164.3

2、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218、参考文献22配图23I吉林大学珠海学院课程设计1、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 4.2FF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w 0.96 ；(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

3、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 1.15 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；1吉林大学珠海学院课程设计2、主减速器基本参数的选择计算发动机的最大转矩M max140 N .m ， n4500 rmp ，发动机到主传动主动齿轮的传动效率0.96，安全系数 n=1.3一档变比 i14.64 ，本次设计选用主减速器传动比i03.9因此总传动比 i 2i1 i 04.643.918.096因此输出转矩 T0

4、n i 2M max1.318.0961400.963162 N.m差速器转矩比 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 TsSTbTs得到方程TbTsT0Tb1725N .m解得：Ts1437N .m2.1 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，

5、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56 62HRC4）选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，z1 ， z2 之间应避免有公约数。选小齿轮 z1 16z2 iz1 3.9 16 62.4 63z23.9375z12吉林大学珠海学院课程设计2.2 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 i 03.9375 、1 档变速比 i1 4.64 ；差速器的转矩 M 0M max i1i0 0.96 140 3.93754.64 2456 Nm左右驱动车轮不存在

6、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 0 平均分配给左、右两半轴齿轮，即：M1 M21 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M b 与较低转矩侧半轴传递转矩M s 之比称为转矩比S，即：SM b（取 S=1.2 ）M SM bM SM 0整理以上两个式子得，M b1.2 ，代入相关数据得， M b1116 (Nm)M 0 M b在设计过程中要将安全系数考虑上，安全系数范围n1.2 1.35 ，该设计取 n1.3

7、。设计中较高转矩侧半轴传递转矩：M b ' n M b1.31116 1450.8( 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RbK b 3 Td式中： K B 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3吉林大学珠海学院课程设计小值2.6；，差速器计算转矩 Tdmin Tce , TcsM 02456 (

8、N .m) ，则Rb2.6 3 245635.07mm取整 Rb35mm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ReRe (0.98 0.99 )Rb取 Re 0.99Rb 0.9935 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Z116 ，半轴齿轮齿数Z2 初选为24， Z2 与 Z1 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1 、2 及模数 m行星齿轮和半轴齿轮节锥角1 、2 分别为1arctan( Z1 / Z2 )arctan(16 / 2

9、4 )33.72arctan( Z2 / Z1 )arctan( 24 /16 )56.3当量齿数： Z v1Z11616cos 1cos33.719.280.83Z v 2Z2242443.64cos 2cos56.30.55当量齿数都大于17，因此 Z1 , Z 2满足条件，不会根切锥齿轮大端端面模数m 为m2Re sin 12Re sin 2 2.33mmZ1Z2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d1mZ140mm ，半轴齿轮分度圆直径d 2mZ 260 mm 。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

10、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4吉林大学珠海学院课程设计安装孔的深度。行星齿轮轴直径为T010 31 .1c nl式中： T 0 差速器传递的转矩， N· m；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， l0.5d 2' ， d '2 为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d 2' 0.8 d 2；c 支承面的许用挤压应力，在此取69 MPa根据上式d2'0.8 60 =48mml =0.5× 48=24mm3162103 29.5mm

11、L 1.129.5 32.45mm1.169224差速器齿轮的几何尺寸计算查得修正系数0.052齿侧间隙 B0.300汽车差速器直齿轮锥齿轮的几何尺寸计算步骤见下表序项目计算公式结果号1行星齿轮Z110 ，应尽量取小值16齿数2半轴齿轮Z 21425L24，且满足 Lh齿数60n3模数m2.54齿面宽度F(0.25 0.30) A0 ； F 10m10mm5齿跟高hg1.6m4mm6齿全高h1.788m0.0514.521mm7 压力角大部分汽车：22.522.58轴交角9009009节圆直径mZ1 ； d2mZ 2d140mm ； d260 mmd110节锥角Z1Z 2133.7 ； 256

12、.3； 21arctanarctanZ 2Z1511 外锥距12 周节13 齿顶高14 齿根高15 径向间隙16 齿根角；齿顶角17 面锥角18 根锥角19 外圆直径20 节锥顶点至齿轮外缘距离21 理论弧齿厚22 齿侧间隙23 弦齿厚24 弦齿高吉林大学珠海学院课程设计m2Z422.52242Re36.06mmR eZ31636.06 mm22t3.1416mt7.854mm'''0.370h'2.514mm ， h'1.486 mmh1hgh2 ， h20.4302m12Z2/Z1h1''1.788mh1'； h2"

13、1.788m h2'h1''1.956mm ； h2"2.984mmchhg0.188m0.051c=0.521mmh f;a arctanhaf6.33 ;a3.97farctanReRe0112 ；02220138.62； 0261.22R112 ；R222R128.78； R 251.38d01d12h1' cos 1 ； d02d 22h2' cos 2d0144.18mm；d0261.65mmd 2h1' sin1 ；d1h2'sin0128.61mm；010222218.76mm02s1ts2 ； s2t(h1

14、9;h2' ) tanms14.264, s23.592B =0.245 0.330 mmB=0.300mmsx1s1s13B ; sx2s2s23Bsx14.204mm;6d126d2222sx23.537mmhx1h1's12 cos 1 ; hx 2 h2's22 cos 2hx12.666mm ; hx21.456mm4d14d 26吉林大学珠海学院课程设计3、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

15、。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 :w2Tks km103kv mb2 d2 JnMPa(3-9)T 00.6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，Tn其计算式在此将 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；Ks 为尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有Ksm4关，当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 1.00 1.1 ；其他方式支承时取1.10 1.25 。支承刚度大时取最小值

16、。Kv 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w 公式，2Tkskm323648 0.6 0.560 1.0， n 2 ，w101000 3709kvmb2d2Jn1.02.5 9 57.6 0.255 2J 取 0.255 ，半轴齿轮齿面宽 b29mm。半轴大端分度圆直径 d 2 前面计算得到57.6mm，质 量

17、系 数 kv1.0，由于模 数 m 2.5 ， 大 于 1.6mm ， 因 此 尺 寸 系 数7吉林大学珠海学院课程设计k s( ms / 25.4) 0.250.560，齿面载荷分配系数km 1.0，半轴齿轮计算转矩T0.6T0。T0min Tce ,Tcs，w2T0 ks km1032 36480.560 1.010006181MPa；则kvmb2d2 Jn1.0 2.5 957.6 0.2552w3708 MPaw 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）n1n发60001293r / min4.64r / min4.64主减速器

18、输出转速 n0n11293r / min 328.38r / min3.93753.9375各级功率：主减速器主动齿轮的功率：P1N maxw 800.9676.8kw发动机输出功率：PT发发140 * 6000 kw87.96 kw95509550P1P发87.960.96kw84 .44kw各级转矩：T发140 N ? m主动齿轮的转矩： T19550000P1 9550000 84.44 N ? m 623667 N ? mn112933.1 主减速器直齿圆柱齿轮传动设计8吉林大学珠海学院课程设计1. 按齿根弯曲疲劳强度设计按机械设计公式（2KT1 cos2 Y YYF YS·

19、·····（ 3）6-26 ） m n3d Z12F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 K A1.5 ，故初选载荷系数 K 22） T1 主动齿轮上的转矩9550P 955000084.4451T1N ? m 623667 N ? m 6.2366710 N ? mmn112933） Y 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) Y 重合度系

20、数，由公式（ 6-13 ）Y0.750.250.750.690.25a1.585其中端面重合度a 由公式（ 6-7 ）a1.88 3.211cos= 1.883.211cos121.594 其中端面重合z1z21663度由公式（ 6-21 ）下式中b sinZ1tan0.3180.616tan120.6490.318 dm5）d 齿宽系数，由表（6-6 ）硬齿面且非对称布置取d =0.66 ） 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YFa 1 =3.32 ， YFa 2 =2.35当量齿数： Z v1Z1161619.28cos 1cos33.7

21、0.83Z v 2Z2242443.64cos 2cos56.30.559吉林大学珠海学院课程设计当量齿数都大于 17，因此 Z1 , Z 2满足条件，不会根切7） YSa 修正应力系数，按当量齿数Z v 由图（ 6-20 ）查得 YSa1 =1.47 ， YSa2 =1.68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FE 1FE 2 850 MPa由公式（ 6-16 ）计算弯曲疲劳许用应力 F YNFE ，SFmin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 FE 1FE 2850MPaYN 弯曲疲劳强度系数， 按应力循环次数N

22、由图（ 6-21 ）渗碳淬火合金钢查得YN 1 =0.90YN 2 =0.91其中由公式（ 6-21）有 N160n1 jL h601293 1(16 300 17 )6.33109N16.33109109N2=1.6i3.9375SFmin 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 =1.25代入上述确定参数计算弯曲疲劳许用应力F 1Y N 1FE 10.90 850SFmin612MPa1.25F 2Y N 2FE 20.91 850SFmin618.8MPa1.25计算小、大齿轮的YFaYSa 并加以比较 F YFa1YSa13.32 1

23、.470.0037 F1612YFa 2YSa22.351.180.0045 小齿轮数值大F 2618.8将上述确定参数代入式（3）计算（按小齿轮设计模数）10吉林大学珠海学院课程设计2KT1 cos2Y YYF YSm t32dZ1F=32 2623667 cos2 120.900.69 0.00370.6162=3.29mmmt z1n13.2916 12933.56v100060100060按 7 级精度 由图（ 6-7 ）查得动载系数K v =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K1.2 ；由公式（ 6-

24、1 ） K=K A × K v × K× K=1.5 × 1.12 × 1.08 × 1.2=2.17728修正 mn ： m m n 3 K3.2932.177282=3.38mmK t由表（ 6-1 ），选取第一系列标准模数m=4mm中心距 am Z1Z241663161.53mm取 a=162mm2 cos2cos12确定螺旋角arc cos m Z1Z2arccos 41663=12.7587 =12 45 522a2162齿轮主要几何尺寸：分度圆直径d1mZ141665.62mmcoscos12 45 52d2mZ2463m

25、mcoscos12 45 52258.38齿宽 b2dd1 0.665.6239.372取 b240mm b1 45mm （为保证轮齿有足够的齿合宽度b1b2(5 10) mm ）3.2 校核齿面接触疲劳强度2KT 1 u1ZEZ ZHZubd12H11吉林大学珠海学院课程设计确定公式中各计算参数：1） ZE 弹性系数，按锻钢由表（6-5 ）查得 ZE =189.8MPa2） 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， Zcoscos12

26、53 33 =0.9885）前面已求得 K =2.17728 ， T16.2366710 5 N ? mm ， b = 50 ， d1 =65.62由公式（ 6-11 ）接触疲劳许用应力 Z NHlimH SHmin式中：由图（ 6-15 ）按不允许出现点蚀，查得接触疲劳寿命系数Z N1 =0.91 ， Z N2 =0.92H 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Z N 1Hlim 10.911500H 1=1

27、365MPaSHmin1Z N 2Hlim 20.921500H 2=1380MPaSHmin1将确定出的各项数值代入接触强度校核公式，得189.80.822.410.98822.177286.336671053.937511145.37MPa5065.6223.9375H1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。12吉林大学珠海学院课程设计3.3标准斜齿圆柱齿轮主要几何尺寸：表 1-3-1名称及代号法面模数 m齿数比 u当量齿数为分度圆螺旋角大端分度圆直径d公式及说明由强度计算或结构设计确定，并取标准值u= Z2Z

28、1Z v1Z13Zv 2Z 23coscos一般选 8° -20°d1mZ1d 2mZ 2coscos计算结果m=4u=Z 2633.9375 iZ116Z v119.28Zv 2 43.64= 12 45 52d165.62mmd2258.38mm中心距 aam Z1Z22 cosa=162mm齿宽系数d齿顶高 ha齿根高 hf全齿高 h顶隙 C齿顶圆直径 da齿根圆直径df硬齿面齿宽系数d =0.3-0.6haha* ·m =mhf = ha *C * · m=1.25 · mh = h a + h f =2.25 ·mC= hf

29、 - ha =0.25· mda1d12had a2d22hadf 1d12hfdf 1d12hfd =0.6h a4mmh f5mmh9mmC1mmda173.62mmda2266.38mmdf 155.62 mmdf 2248.38mm13吉林大学珠海学院课程设计4、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

30、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14吉林大学珠海学院课程设计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。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

31、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 ，15吉林大学珠海学院课程设计侧向力 Fy2=0。由于车轮受纵向力和侧向力的大小

32、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

33、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 ）。TX 2rr ( Tmax i L w / rr )rr0.6 140 4.643.93750.96 1534.

34、68 N ? m 式中：X 2 个车轮的驱动力，X 2Tmax i L / rr单位为 Nrr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 ；i L 传动系最低档传动比，i L 4.643.9375w 传动系效率，根据任务已知条件有w =0.96根据汽车工程手册P1213 公式（ 4-9-50 ）杆部直径可按照下式进行初选。dT 103（2.052.18） T（2.052.18）31534.68（23.6425.14） mm330. 196选 24mm式中， 许用半轴扭转切应力，MPa； =490-588MPa16吉林大学珠海学院课程设计d初选半轴杆部直径，mm

35、。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16T3161534.683d3103.14310 565.68MPa =490-588MPa24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 588MPa4.3 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