课程设计差速器的设计

学号06071417成绩差速器的设计电工程系业汽车服务工程姓名罗毅鉴 师宋玉林 一、设计任务书......................................二.传动方案的拟定.................................. 三、总体设计........................................(二)传动装置的运动和动力参数计算.................. 四、传动零件的设计计算.............................. (一)主减速器齿轮设计............................... 五、半轴的计算与校核................................ (一)半轴计算转矩?T及杆部直径....................六、滚动轴承的选择..................................七、差速器壳体设计..................................140N.m/4500rmp80kw/6000rmp3.2~3.9I比64案(2)发动机到主传动主动齿轮的传动效率n=0.96；w(3)车速度允许误差为±3%；(6)要求齿轮使用寿命为17年(每年按300天计)；等。(8)车轮半径R=380mm(11)其余参数查相关手册。(12)车重1.8吨(2)差速器装配图1张(A0图纸)； 定普通的对称式圆锥行星齿轮差速器壳计一档变比i=3.64：主传动比：i=3.5510总10(2)传动装置的运动和动力参数计算主减速器主动锥齿轮所传递的扭矩主减速器从动锥齿轮所传递的扭矩：差速器转矩比为S=1.24S收的转矩主减速器主动锥齿轮转速n=n/i=4500=1236.26r/min0总由差速器原理知n+n=2n120当车辆转向时其极限情况为内侧车轮不转，则另一侧车轮转速为2n=696.48rmp0maxmax表1传动装置和动力参数传动比/i14489.2165717961.40M.max主减速器主动锥齿轮主减速器从动锥齿轮半轴齿轮45004500348.24696.48注:注:本计算采用西北工业大学编《机械设计》(第八版)讲述的计算方法。有关设计计算公式、图表、数据引自此书。(一)、主减速器齿轮的基本参数选择、设计与计算全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。但是在工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。本次课程设计采用螺a)螺旋锥齿轮传动b)双曲面齿轮传动c)圆柱齿轮传动d)蜗杆传动驱动桥锥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。锥齿轮材料应满足如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。(二)、选择齿轮类型、材料和热处理、精度等级、齿轮齿数1)按传动方案选用直齿轮圆锥直齿轮传动300HBS(齿芯部).60HRC(齿面)12主121、按齿面接触强度设计计算模数mn(1)确定公式中各计算数值：1)初选载荷系数K=1.3tVHF由表109查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K=K=K=1.15HFHbe故载荷系数K=KKKK=11.2511.15=1.438AVHH2)计算小齿轮传递的转矩R4)由表106查得材料的弹性影响系数EM疲劳强度极限EM疲劳强度极限Hlim1aHlim2a6)由式1013计算应力循环次数。11h7)由图1019取接触疲劳寿命系数系数K=0.91，K=0.93HN1HN28)计算接触疲劳许用应力。取失效率为1％，安全系数S=1.2由式(10-12)得(2)计算1)计算小齿轮分度圆直径d，带入[]中较小的值。1tH2)计算齿宽b及模数mh=2.25m=2.254.51=10.14mm，b=2.35nth3)按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径d14KT4KTRR13.按齿根弯曲强度设计由式(10一24)得弯曲强度的设计公式为(1)确定公式内的各计算数值PFE1aFEaFN1FN23)计算弯曲疲劳许用应力。4)计算载荷系数K。5)查取齿形系数。12zd2Fa1Fa26)查取应力校正系数。7)计算半轴齿轮的F，行星齿轮的Ftt2的数值大。(2)设计计算3.63mm疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲所以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。所以，直齿锥齿轮的模数为m=411m412计算中心距计算大、小齿轮分度圆直径1122计算齿轮宽度BmmB=22mm21(三)、主减速器主动齿轮与从动齿轮的强度校核由式(1023)得弯曲强度的校核公式为：1)因为其他参数都已知所以，只需计算主动齿轮的F，从动齿轮的F，齿宽b和tt21b211R222R28)分别代入各参数RFF1=KFt2YFa2YSa2=1.43811.4691032.061.97=128.30MPa，2RFF1由式(10-25)得接触疲劳强度的校核公式为：把上式求的参数带入得1.438345.312103=1209.44MPa[]强度合格H10.33(10.50.33)27233.56H=5189.81.4381225.858103=339.89MPa[]强度合格(四)、H0.33(10.50.33)225633.56H主、从动直齿锥齿轮的具体参数表2主减速器主、从动直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表计算公计算公式mz1≥16，应尽量取最小值1目模数主动锥齿轮齿数从动锥齿轮齿数齿顶高齿根高高分度圆直径1d26分度圆锥角162序号123456789计算结果m=4arctan，d齿顶圆直径齿根圆直径9齿顶角a1a2齿根角f1f26顶锥角a1a2根锥角f1f2dddf1df2五、差速器的基本参数选择、设计与计算注:本计算采用化学工业出版社《汽车工程手册》讲述的计算方法。有关设计计算公式、图表、数据引自书。1.行星齿轮差速器的确定1)选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数行星齿轮数目的选择Z=10,半轴齿轮齿数Z=2022)按齿根弯曲疲劳强度计算确定计算参数由图(10-20d)查得齿轮弯曲疲劳强度极限==1100MPa，由图(10-18)取弯曲疲劳寿命系数K=0.86,K=0.89FN1FN2zd2vvuv1v11212v1Fa1Fa23)查取应力校正系数。取弯曲疲劳安全系数S=1，由(1012)得按齿面接触疲劳强度计算按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=1500MP；大齿轮的接触疲劳Hlim1aHlim2a计算小齿轮分度圆直径为了能同时满足弯曲疲劳强度和接触疲劳强度，取最佳半轴齿轮的齿数Z=d1t=20.55，圆整为21，Z=21=10.5，圆整为112m12计算中心距a==56mm计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度2表3差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表计计算结果m=3.5计算公式m序号1目模数234567823456789行星齿数半轴齿数=14~252齿顶高齿根高齿高d分度圆直径dd2162d齿dddf1df1df29齿顶角a19a29齿根角f19f26顶锥角a16a26根锥角f16f2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。越野汽车的差速器齿轮的弯曲应力校核如下由式(1023)得弯曲强度的校核公式为；(1)确定公式内的各计算数值由图1020d查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=1100MP；大齿轮的弯曲强FE1aFEa2)由图1018取弯曲疲劳寿命系数K=0.86,K=0.89,FN1FN23)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.2，由(1012)得4)计算载荷系数K。5)查取齿形系数。zdu=cot6=tan6=2=2=2，6=arctan2=63.43zd12zd2z=dv2=dv2=z2=20=44.44，取z=45mR2z=zv2=44=11.25，z=12(z在表10-5中无法查到，因此按比例的方法同时vuvv112v1v2Fa1Fa23)查取应力校正系数。4)计算半轴齿轮的F，行星齿轮的F。t1t211R222R25)分别代入各参数2RFF1RMPa星齿轮强度合格。F2F1全浮式半轴只承受转矩，全浮式半轴的计算载荷可按主减速器从动锥齿轮计算转TT=0.851736.717=1476.21j式中，ξ——差速器转矩分配系数，对于圆锥行星齿轮差速器可取0.85；TNm最小传动比构成。对半轴进行结构设计时，应注意如下几点：杆部直径可按照下式进行初选。根据初选的d，按应力公式进行强度校核。半轴的扭转切应力为半轴的扭转角为G——材料剪切弹性模量G=290MPa半轴的扭转切应力考虑到安全系数在1.3~1.6范围，宜为490~588MPa，单位半轴花键计算半轴和半轴齿轮一般采用渐开线花键连接，对花键应进行挤压应力和键齿切应力验算。挤压应力不大于200MPa，切应力不大于73MPa。1)半轴花键的剪切应力T=4T103=41476.21103=89.14MPap???????D——与之相配的花键孔内径，mm?????????????z——花键齿数P?????????????φ——载荷分配不均匀系数，计算时可取0.752)半轴花键的挤压应力??????????z——花键齿数?????????φ——载荷分配不均匀系数，计算时可取0.75zbLDdC滚动轴承的选择花键齿数花键齿宽测得数据(mm)七、滚动轴承16的选择3注:本计算采用花键工作长度花键大径花键小径花键倒角尺寸花键工作长度花键大径花键小径花键倒角尺寸根据载荷及速度情况，选用圆锥滚子轴承。半轴的结构设计，根据d=30。半轴r0r八、差速器壳体的设计主减速器从动锥齿轮接收到的转矩为M=3398.458NmX.P每颗螺栓所传递的力F=T从=3398.458=2832.05Nd=d-2+0.376=14.376mm1FMPamin]=s=200=40MPaS取值范围是3.5~5STTPS2.5SP取值范围是2.0~2.5PS2.5SP取值范围是2.0~2.5P故：T<[