标致206XT普通锥齿轮差速器及半浮式半轴设计

汽车设计课程设计说明书PAGE1 ---目录普通锥齿轮差速器设计………11关键字………………22车型数据……………22.1参数表…………22.2个人具体设计内容的参数……………………23普通圆锥齿轮差速器设计……………23.1对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理……33.2对称式圆锥行星齿轮差速器的结构…………43.3对称式圆锥行星齿轮差速器的设计和计算…………………53.3.1差速器齿轮的基本参数的选择…………53.3.2差速器齿轮的几何计算…………………83.3.3差速器齿轮的强度计算………………93.3.4差速器齿轮的材料………104半浮式半轴的设计……………………114.1半浮式半轴结构形式分析……………………114.2半浮式半轴杆部半径的确定…………………164.3半轴花键的强度计算…………1934.4半轴其他主要参数的选择……………………144.5半轴的结构设计及材料与热处理……………2055参考文献……………15普通锥齿轮差速器设计1关键字差速器行星齿轮半轴发动机参数：发动机型号

TU5JP4排气量（l）

1.587发动机形式

直列4缸，DOHC双顶置凸轮轴，每缸4气门缸径X冲程

78.5mmX82.0mm材料

全铝缸盖、铸铁缸体功率（Kw/rpm）

78/5750最大扭矩(N·m/rpm)

142/4000升功率(Kw/l)

49.15压缩比

10.5车型数据标致206XT汽车布置方式前置前驱总长(单位:mm)3873总宽(单位:mm)1673总高(单位:mm)1435轴距(单位:mm)2443前轮距(单位:mm)1435后轮距(单位:mm)1426整备质量kg1070总质量kg1567发动机型式汽油四缸排量（L）1587最大功率（KW）78最大转矩（Nm）142压缩比（选填）10.5离合器变速器档数五速手动速作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度自转时（图），啮合点A的圆周速度为=+，啮合点B的圆周速度为=-。于是+=（+）+(-)即+=2（2-1）若角速度以每分钟转数表示，则（2-2）式（2-2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。有式2-2）还可以得知：=1\*GB3①当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；=2\*GB3②当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时），若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。3.2普通锥齿轮式差速器的结构普通锥齿轮式差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图3-2所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。图2-2普通的对称式圆锥行星齿轮差速器1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳3.3对称式圆锥行星齿轮差速器的设计和计算由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。3.3.1普通锥齿轮式差速器齿轮的基本参数的选择1.行星齿轮数目的选择轿车中常用两个行星齿轮，现先取标致206XT乘用车采用2个行星齿轮。2.行星齿轮球面半径的确定圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。球面半径可按如下的经验公式确定：mm(2-3)式中：——行星齿轮球面半径系数，可取2.5～3.0。根据《汽车设计》对于有4个行星齿轮的乘用车和商用车取最小值，对于有两个行星齿轮的乘用车及四个行星齿轮的越野车和矿用车去最大值，所以对于有2个行星齿轮的标致206XT乘用车汽车取大值；T——计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，N·m.计算转矩的计算（2-4）式中——车轮的滚动半径，其中轮胎类型与规格（km/h)为：185/65R14轮辋直径14英寸=355.6mm，185是轮胎断面宽度，轮胎断面高就是185*0.65=120.25mm，185/65的轮胎直径就是:355.6+120.25*2=596.1mm。当然实际的和理论的回略微有差异，但差异会在2~3mm以内，否则会容易产生跑偏等问题。胎高指的是胎面到轮辋之间的厚度。根据《汽车理论》经验公式：滚动半径公式：r=（式中F为计算常数子午线轮胎F=3.05；普通斜交轮胎F=2.99）igh——变速器量最高档传动比（对于武当变速器即为直接档）。igh=1根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。把nn=6000r/n,=185km/h,=0.289m,igh=1代入（2-4）计算出=3.53①按发动机最大转矩和一档传动比来确定：（2-5）式中：Tce—计算转矩，单位N.m；Temax—发动机最大转矩；Temax=142N.m；n—计算驱动桥数，n=1；—发动机到所计算主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比（包括变速器一档传动比i1，主减速器传动比i0）即；i0—主减速器传动比，i0=3.53；—传动部分的传动效率，η=0.9；—超载系数，=1；Kd—为猛接离合器所产生的动载系数，因此车性能系数，取Kd=1；i1—变速器一挡传动比，轿车一般为3-4，取i1=3.7；代入式（2-5），有：②按驱动轮打滑来计算：—汽车后桥静负荷；根据标致206的参数表有总质量，显然驱动桥最大静负荷与轴荷分布有关，汽车的轴荷分布可以用当汽车满载静止时，各车轴占满载总质量的百分比表示，根据王望予《汽车设计》表1-6：取满载最大轴荷分配53%，则有—后轴负载转移系数，乘用车的后轴负载转移系数一般为，计算时取=1.2。；—附着系数，对于安装一般的轮胎公路用车，在良好的混泥土或沥青路上附着系数取0.85；—主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，=1；—主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率，η=1；根据上式=3.0mm所以预选其节锥距A=取A=35.0mm。3.行星齿轮与半轴齿轮的选择为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少。但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用14～25，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比/在1.5～2.0的范围内。差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数，之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为：(2-6)式中：，——左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，=——行星齿轮数目；——任意整数。在此=12，=20满足以上要求。4.差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角，==30.96°=90°-=59.03°再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数mm===参考《机械制图》取m=4mm。得=48mm=4×20=80mm5.压力角α过去汽车差速器齿轮都选用20°的压力角，这是齿高系数为1，而最小齿数13。目前，汽车差速器的齿轮大都采用22.5°的压力角，齿高系数为0.8。最小齿数可减少到10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为20°的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。在此选22.5°的压力角。行星齿轮安装孔的直径及其深度L差速器行星齿轮安装孔直径及其深度L差速器行星齿轮安装孔直径及其深度L行星齿轮的安装孔的直径与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取：式中：——差速器传递的转矩，N·m；在此取472.86N·m——行星齿轮的数目；在此为2——行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm，≈0.5d，d为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d≈0.8；——支承面的许用挤压应力，在此取69MPa根据上式=64mm=0.5×64=32mmmm≈21.0mm3.3.2差速器齿轮的几何计算表3-1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数≥10，应尽量取最小值=122半轴齿轮齿数=14～25，且需满足式（1-4）=203模数=4mm4齿面宽b=(0.25～0.30)A;b≤10m1022mm5工作齿高=6.4mm6全齿高7.2037压力角22.5°8轴交角=90°9节圆直径；10节锥角，=30.96°，11节锥距=35.0mm12周节=3.1416=12.56mm13齿顶高;=4.14mm=2.25mm14齿根高=1.788-;=1.788-=3.012mm;=4.9mm15径向间隙=-=0.188+0.051=0.803mm16齿根角=;=4.92°;=7.97°17面锥角；=38.93.°=63.95°18根锥角；=26.04°=51.06°19外圆直径；mmmm续表3.3.3差速器齿轮的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，而对于疲劳寿命则不予考虑，这是由于行星齿轮在差速器的工作中经常只起等比推力杆的作用，仅在左右驱动车轮有转速差时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(3-6)式中：——差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式在此为1669.07N.m；——差速器的行星齿轮数；——半轴齿轮齿数；——超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各类汽车=1；——尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，当端面模数ｍ时，，在此＝0.629——载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，＝1.00～1.1；一个齿轮用骑马式支承时取1.10～1.25。支承刚度大时取最小值。——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;——计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图1-1可查得=0.215图1-2弯曲计算用综合系数F--齿面宽，取F=1.533X25.4/3=13mm根据上式=所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。此节内容图表参考了著作文献[1]中差速器设计一节。3.3.4差速器齿轮的材料差速器齿轮和主减速器齿轮一样，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、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。4半浮式半轴设计1、半浮式半轴尺寸计算半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。计算车轮附着力矩：式中——驱动桥最大静负荷；——负荷转移系数；——车轮滚动半径；——附着系数；根据标致206的参数表有总质量，显然驱动桥最大静负荷与轴荷分布有关，汽车的轴荷分布可以用当汽车满载静止时，各车轴占满载总质量的百分比表示，根据王望予《汽车设计》表1-6：取满载最大轴荷分配53%，则有乘用车的后轴负载转移系数一般为，计算时取1.2。对于安装一般的轮胎公路用车，在良好的混泥土或沥青路上附着系数取0.85。所以有扭转切应力：为估算半轴的尺寸，现先取，则暂时取，d=29mm扭转角：式中：d——半轴直径，l——半轴长度，——半轴断面极惯性矩G——材料的切变横量，钢的G＝80GPa（实心圆轴）从上式得出所以，根据后轮距，取半轴长度=700mm驱动半轴位于传动系的末端，其基本功用是接受从差速器传来的转矩并将其传给车轮。对于非断开式驱动桥，车轮传动装置的主要零件为半轴；对于断开式驱动桥和转向驱动桥，车轮传动装置为万向传动装置。万向传动装置的设计见第四章，以下仅讲述半轴的设计。4.1半浮式半轴结构形式分析根据课题要求确定半轴采用半浮式半轴结构，具体结构采用以突缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接参考文献[1]图9-99（b）。半浮式半轴(图5—28a)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。半浮式半轴结构简单，但所受载荷较大，只用于轿车和轻型货车及轻型客车上。受力如图：4.2半浮式半轴杆部半径的确定半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。半轴的计算应考虑到以下三种可能的载荷工况：（1）纵向力X2最大时(X2＝Z2)，附着系数预取0.85，没有侧向力作用；（2）侧向力Y2最大时，其最大值发生于侧滑时，为Z2中，，侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数，在计算中取1.0，没有纵向力作用；（3）垂向力Z2最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为(Z2-gw)kd，kd是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力的作用。由于车轮承受的纵向力、侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即 故纵向力X2最大时不会有侧向力作用，而侧向力Y2最大时也不会有纵向力作用。初步确定半轴直径在0.023m该值参考文献[2]半浮式半轴设计应考虑如下三种载荷工况：纵向力最大，侧向力为0：此时垂向力，取8139.0N纵向力最大值，计算时可取1．2，取0．85。得=4150.89N=4883.40N半轴弯曲应力，和扭转切应力为式中，a为轮毂支承轴承到车轮中心平面之间的距离，a取0.06m=(2)侧向力最大，纵向力=0，此时意味着发生侧滑：外轮上的垂直反力。和内轮上的垂直反力分别为式中，为汽车质心高度参考一般计算方法取585mm；为后轮距=1426mm；为侧滑附着系数，计算时可取1.0。外轮上总侧向力和内轮上总侧向力分别为内、外车轮上的总侧向力为。这样，外轮半轴的弯曲应力和内轮半轴的弯曲应力分别为(3)汽车通过不平路面，垂向力最大，纵向力，侧向力：此时垂直力最大值为：式中，是为动载系数，轿车：，货车：，越野车：。半轴弯曲应力，为故校核半径取rr=0.040m满足合成应力在600mpa-750mpa范围4.3半轴花键的强度计算参照国家标准GB/T1144-2001半轴上的花键在计算半轴在承受最大转矩时还应该校核其花键的剪切应力和挤压应力。半轴花键的剪切应力为（3-1）半轴花键的挤压应力为（3-2）式中T——半轴承受的最大转矩，T=1669.07Nm；DB——半轴花键(轴)外径，DB=33mm；dA——相配的花键孔内径，dA=29mm；z——花键齿数，在此取6；Lp——花键工作长度，Lp=65mm；b——花键齿宽，b=7mm；——载荷分布的不均匀系数，齿数多少有关，一般取0.7-0.8，齿数多时取偏小值，取=0.8。将数据带入式（3-1）、（3-2）得：=49.31MPa=172.57MPa根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力[]不应超过71.05MPa，挤压应力[]不应超过196MPa，以上计算均满足要求。上述花键部分主要参考著作图书文献[3]表4-34.4半轴其他主要参数的选择花键参数：齿数：20齿，模数：1.5,油封外圆直径：Φ60,Φ65

半轴长度：744.5参考文献（2）第四章第三节

法兰参数：5-Φ16.2B10,分布圆Φ120

十孔位置度