差速器计算说明书doc.docx

1、差速器计算说明书doc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

2、166、变速箱壳体设计 177、设计总结 188、参考文献 19配图 191、任务说明书车型19、 I2发动机 Nmax80kw/6000rmp发动机 Mmax4500rmpI 档变比主传动比 i 驱动方案FF发动机横置已知条件：(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

3、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；2、主减速器基本参数的选择计算发动机的最大转矩 M max 140 N .m ， n 4500 rmp ，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 i1 4.64 ，本次设计选用主减速器传动比i03.9因此总传动比 i 2i1 i 04.64 3.918.096因此输出转矩 T0n i 2M max1.318.0961400.96 3162差速器转矩比 S=之间选取，这里取S=轴最大转矩为 Tb ，半轴最小转矩

4、为 TsS TbTs得到方程Tb Ts T0Tb 1725N .m解得：Ts 1437N .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56 62HRC4）选择主、从动锥

5、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 63z23.9375z1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 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

6、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=）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 。设计中较高转矩侧半轴传递转矩：M b n M b1.31116 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

7、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 b3 Td式中：K B 行星齿轮球面半径系数，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 Tdmin Tce , TcsM 02456 ( N .m) ，则Rb 2.6 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 Re0.99Rb 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

8、太高，可以选取行星齿轮齿数Z116 ，半轴齿轮齿数 Z 2 初选为24， Z2 与 Z1 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1arctan( Z1 / Z2 ) arctan(16 / 24 )33.72arctan( Z2 / Z1 )arctan( 24 /16 )56.3当量齿数： Z v1Z1161619.28cos 1cos33.70.83Z v 2Z2242443.64cos 2cos56.30.55当量齿数都大于17，因此 Z1 , Z 2

9、满足条件，不会根切锥齿轮大端端面模数m为m2Re sin 12Re sin 22.33mmZ1Z2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d1mZ140mm ，半轴齿轮分度圆直径 d 2 mZ 2 60 mm 。压力角 采用推荐值 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T010 31 .1nlc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， l

10、2 ， d 2 为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d 2 d 2 ；c 支承面的许用挤压应力，在此取69 MPa根据上式d20.860 =48mm l = 48=24mm3162103L1.1 29.5 1.169224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m4齿面宽度F(0.25 0.30) A0 ； F 10m10mm5齿跟高hg1.6m4mm6齿全高h1.788m0.0517压力角大部分汽

11、车：22.522.58轴交角9009009节圆直径d1mZ1 ； d2mZ 2d140mm ； d260 mm10节锥角Z1Z 233.7 ； 256.3； 2arctan11arctanZ1Z 211外锥距m222.522R36.06mmR eZ3Z4162436.06 mme2212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t3.1416mt7.854mm0.370h2.514mm ， h1.486 mmh1hgh2 ， h20.4302m12Z2/Z1h11.788mh1；

12、 h21.788m h2h11.956mm ； h22.984mmchhg0.188m0.051c=h f;haf6.33 ; a3.97farctanaarctanReRe0112； 02220138.62 ； 0261.22R112 ；R222R128.78； R 251.38d01d12h1 cos 1 ； d02d 22h2 cos 2d0144.18mm；d0261.65mmd 2h1 sin1 ；d1h2sin0128 .61mm；010222218.76mm02s1ts2； s2t(h1h2 ) tanms14.264, s23.592= mmB=sx1s1s13B ;sx 2s

13、2s23Bsx14.204mm;6d126d 2222sx23.537mmhx1s12cos 1;hx 2s22 cos 2hx12.666mm;h14d1h24d2hx21.456mm3、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： 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

14、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， =980 Mpa ；当 T= Tcf 时， =210Mpa 。根据上式（ 3 9）可得：根据轮齿弯曲应力 w 公式，w2Tkskm103236480.6 0.5601.01000 3709， n2 ，kvm

15、b2d2Jn1.02.5 957.6 0.2552J 取，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 系 数 kv 1.0， 由 于 模 数 m2.5 ， 大 于 1.6mm ， 因 此 尺 寸 系 数k s( ms / 25.4) 0.250.560，齿面载荷分配系数km1.0，半轴齿轮计算转矩T0.6T0。T0min Tce ,Tcs，w2T0 ks km103236480.560 1.021000 6181MPa ；则kvmb2d2 Jn1.0 2.5 957.6 0.255w3708 MPaw 满足设计要求。各级转速：发动机输出转速 n发 =5

16、500r/min变速箱输出转速（主减速器输入转速）n发 6000n1 r / min 1293r / min4.64 4.64主减速器输出转速n11293n0r / min 328.38r / min3.93753.9375各级功率：主减速器主动齿轮的功率：P1 N max w 80 0.96 76.8kw发动机输出功率：PT发发140 * 600087.96 kw9550kw9550P1P发87.96 0.96kw84.44kw各级转矩：T发140 N ? m9550000P19550000 84.44主动齿轮的转矩： T1N ? m 623667 N ? mn11293主减速器直齿圆柱齿轮

17、传动设计1. 按齿根弯曲疲劳强度设计按机械设计公式（6-26 ） m n2KT1 cos2YY YF YS（ 3）3d 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T19550 P1955000084.44N ? m623667 N ? m6.23667105 N ? mmn112933） 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

18、 ）Y0.250.750.250.750.69a1.585其中端面重合度a 由公式（ 6-7 ）a1.883.211cos= 1.883.2 11cos121.594 其中端面重合z1z21663度由公式（ 6-21 ）下式中b sin0.318 dZ1tan0.318 0.616tan120.649m5）d 齿宽系数，由表（6-6 ）硬齿面且非对称布置取d =6）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 =，YFa 2 =当量齿数： Z v1Z1161619.28cos 1cos33.70.83Z v 2Z2242443.64

19、cos 2cos56.30.55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 =， YSa2 =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FE1FE 2850 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 由图（ 6-21 ）渗碳淬火合金钢查得YN1=YN2 =其中由公式（ 6-21 ）有 N160

20、n1 jL h601293 1(16 30017 )6.33 109N2N16.33109=1.6109i3.9375SFmin 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 =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 YFa1YSa13.321.470.0037 F1612YFa 2YSa22.35 1.180.0045 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）m t2KT1 cos2Y YYF