FF
横置
已知条件：
（1）假设地面的附着系数足够大;
（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;
⑹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S1.15~1.4之间选取；
（10）安全系数为n1.2~1.35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Mmax140N.m,n4500rmp，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h4.64，本次设计选用主减速器传动比i03.9
因此总传动比i2i1i04.643.918.096
因此输出转矩T0ni2Mmax1.318.0961400.963162
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
Tb
Ts
Ts
T°
Tb1725N.m
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
5~8,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
56~62HRC
z1,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N16z2iz13.91662.463
仝3.9375
Z1
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i03.9375、1档变速
比i14.64；
将转矩M。
平均分配给左、右两半轴齿轮，即:
即:
设计中较高转矩侧半轴传递转矩：
Mb'nMb1.311161450.8（Nm）
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RbKb3Td
，差速器计算转矩TdminTce,TcsM02456（N・m），则
&2.63245635.07mm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尺
Re（0.98~0.99）Rb取Re0.99Rb0.993534.65mm
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
行星齿轮和半轴齿轮节锥角1、2分别为
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
根据（GB1356-87）规定，选取第一系列标准模数m=
行星齿轮分度圆直径4mZ140mm，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
To103
1.1cnl
式中：
To差速器传递的转矩，N・m在此取3162N-m
n——行星齿轮的数目；在此为2
处的直径，而d2〜d2；
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
序号
项目
计算公式
结果
1
行星齿轮齿数
Z110，应尽量取小值
16
2
半轴齿轮齿数
Z214~25，且满足Lh—
60n
24
3
模数
m
4
齿面宽度
F（0.25~0.30）A0；F10m
10mm
5
齿跟高
hg1.6m
4mm
6
齿全冋
h1.788m0.051
7
压力角
大部分汽车：
22.5
22.5
8
轴交角
900
900
9
节圆直径
d1mZ1；d2mZ2
d140mm；d260mm
10
节锥角
Z1Z2
1arctan—；2arctan
乙乙
133.7；256.3
11
外锥距
m^222.5^22
Re—忆Z4—<162436.06
22
mRe36.06mm
12
周节
t3.1416m
t7.854mm
13
齿顶咼
■,''0.370
h1hgh2，h20.430m
Z2/乙
h'2.514mm,h21.486mm
14
齿根高
h；1.788mh1；h；1.788mh2'
h-i1.956mm；h22.984mm
15
径向间隙
chhg0.188m0.051
c=
16
齿根角；齿顶角
hfha
farctan——;aarctan——
ReRe
f6.33;a3.97
17
面锥角
0112；0222
0138.62；0261.22
18
根锥角
R112；R222
R128.78；R251.38
19
外圆直径
ii
d°1d12h1cos1；d°2d?
2h2cos2
d0144.18mm；
d0261.65mm
20
节锥顶点至齿轮外缘距离
d2'.d1'.
01h〔sin1；02h2sin2
22
0128.61mm；
0218.76mm
21
理论弧齿
厚
t''
s1ts2；s2—（gh2）tanm
2
s14.264,s23.59
22
齿侧间隙
=〜mm
B=
23
弦齿厚
33
SBs2B
s）dS|2;sx2s22
6d12226d|2
sx14.204mm；
sx23.537mm
24
弦齿高
22
■'s〔cos1'S2cos2
hx1h1;hx2h2
4d14d2
hx12.666mm；
hx21.456mm
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。
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，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，［］=980Mpa;当T=Tcf时，［］=210Mpa。
根据上式（3——9）可得:
根据轮齿弯曲应力
w公式,
23648°.6°.56010003709n2
1.02.5957.60.2552
J取,
半轴齿轮齿面宽
b2
9mm。
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m2.5,大于1.6mm,
因此尺寸系数
ks
（ms/25.4）0.25
0.560，齿面载荷分配系数km
1.0,
半轴齿轮计算转矩
0.6T0
T0min
Tce,Tcs
2T°kskm
kvmb2d2Jn
103
236480.5601.0
1.02.5957.60.2552
1000
6181MPa；则
3708MPa
w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）
n1293
主减速器输出转速n0-r/min328.38r/min
3.93753.9375
各级功率：
主减速器主动齿轮的功率:
RNmaxw800.9676.8kw
发动机输出功率：
140*6000,kw9550
RP发87.960.96kw84.44kw
各级转矩：
T发140N?
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）mn
2
2KT1cosYY
YfYs
F
（3）
1）因载荷有较重冲击，由机械设计表（6-3）查得使用系数KA
1.5，故初选载荷系数K2
2）T1主动齿轮上的转矩
T1
9550P
955000084.44N?
m623667N?
m6.23667105N1293
3）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）
由公式（6-21）下式中
5）
6）
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=
fe1fe2850MPa
式中
YN2=
要求，取SFmin=
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
[f]
将上述确定参数代入式（3）计算（按小齿轮设计模数）
I2
「2KT1COSYYYYs
mt32
dZ1F
2623667cos2120.900.69
0.6162
口七乙厲3.29161293-
v3.56
601000601000
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=KAxKvxKxK=xxx=
修正mn:
mmn3KK3.2932.177282=
由表（6-1）,选取第一系列标准模数m=4mm
中心距amZ^一仝41663161.53mm取a=162mm
2cos2cos12
齿轮主要几何尺寸:
有足够的齿合宽度b1b2（5~10）mm）
校核齿面接触疲劳强度
1）
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=、MPa
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=
螺旋角系数，Zcos
:
cos125333=
前面已求得K=，T16.23667
105N?
mm
，b=50，d1
由公式（6-11）接触疲劳许用应力［
ZNHlimh]wt
式中:
ZN1=，ZN2=
由图（6-15）按不允许出现点蚀，查得接触疲劳寿命系数
Hlim1=Hlim2=1500MPa
H――试验齿轮的接触疲劳极限，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
[h]i
ZN1Hlim1
Hmin
0.911500
==1365MPa
1
ZN2Hlim2
SHmin
0.921500
==1380MPa
1
将确定出的各项数值代入接触强度校核公式，得
189.80.822.410.9882彳17728^33667何
5065.622
3.93751
3.9375
1145.37MPa
[H]1
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。
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u
u=Z%1
u=
%’铭6遊75i
Z“％s3ZV2%s3
Zv119.28Zv243.64
当量齿数
为分度圆螺旋角
一般选8°-20°
=124552
大端分度圆直径d
d1mZ/d2咛
1/cos2/cos
d165.62mm
d2258.38mm
中心距a
mZ1Z2a
2cos
a=162mm
齿宽系数d
硬齿面齿宽系数d=
d
齿顶咼
ha
ha
*
ha
m=m
ha
4mm
*
*
齿根高
hf
hf=
ha
C•-m=m
hf
5mm
全齿高
h
h=h
a+h
f=•m
h
9mm
顶隙C
C=hf
-ha
=•m
C
imm
dai
di
2ha
dai
73.62mm
齿顶圆直径da
a
da2
d2
2ha
da2
266.38mm
dfi
di
2hf
dfi
55.62mm
齿根圆直径df
dfi
di
2hf
df2
248.38mm
4、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$1（汽车侧滑时），侧滑时轮胎与地面的侧向力系数01在计算时取，没有纵向力作用。
（3）汽车通过不平路面，垂向力Fz2最大，纵向力Fx2和侧向力Fy2都为0。
在半轴上的载荷，应考虑到以下三种可能的载荷工况：
（1）纵向力Fx2（驱动力或制动力）最大时，最大值为Fz2©，附着系数$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）。
TX2「r（TmaxiLw/rr）rr0.61404.643.93750.961534.68N?
m式中：
X2――个车轮的驱动力，X2TmaxiL/rr单位为N
rr——轮胎的滚动半径，单位为m
E――差速器转矩分配系数，对于圆锥行星齿轮差速器可取;
w――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。
3T10（2.052.18）3T（2.052.18）31534.68（23.6425.14）mm
.0.196
选24mm
式中，[t]――许用半轴扭转切应力，MPa[t]=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，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._3161534.68._3
310厂10565.68MPav[t]=490-588MPa
d33.14243
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,40MnB40MnVB40CrMnMo40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
T103
p
rmzLph
其中，T为半轴所受转矩，T1534.68Nm；
为平均半径，rm—10.5mm
2
z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=;
3
206.2MPa
1534.68103
10.521450.751
由《汽车设计》许用挤压应力取为
p220MPa所以满足挤压强度要求。
半轴花键剪切应力校核
DbdA
有公式cp?
（）
2
其中，为花键外径，取为；
为相对应花键孔内径，取为。
206.2
22.521.8
2
72.17MPa
[]=225MPa，所以满足剪切强度要求。
由《汽车设计》有许用剪切应力综上，半轴花键设计合理。
5、差速器壳体
差速器壳主要功能是保证主减速器和差速器的润滑和防止异物进入引起不正常的磨损。
差速器壳体应满足如下设计要求：
1应具有足够的强度和刚度，以保证主减速器齿轮啮合正常；
2结构工艺性好，成本低；
3保护装于其中的传动系统部件和防止泥水浸入；
4拆装，调整，维修方便。
5满足大于行星齿轮轴的长度，厚度由下表知选取第二种，范围只要满足
60vhw200即可。
6、变速箱壳体设计
变速器壳体应满足如下设计要求：
1应具有足够的强度和刚度，以保证主减速器齿轮啮合正常；
2在保证强度和刚度的情况下，尽量减小质量以提高行驶的平顺性；
3保证足够的离地间隙；
4保护装于其中的传动系统部件和防止泥水浸入；
5拆装，调整，维修方便。
6
知减
最小厚度应满足规定的
升级会员 