专业课程设计差速器的设计.doc

学号06071417成绩课程设计说明书设计名称 差速器设计设计时间 4-6月系 别 机电工程系专 业 汽车服务工程班 级 07级14班姓 名 罗毅鉴指导老师 宋玉林 年4 月 20日目 录一、设计任务书- 2 -二. 传动方案确实定- 3 -三、总体设计- 4 -(一)传动比分配(二) 传动装置运动和动力参数计算四、传动零件设计计算- 4 -(一)主减速器齿轮设计。(二)差速器齿轮设计。五、半轴计算和校核。(一) 半轴计算转矩及杆部直径。(二) 全浮式半轴强度校核计算。六、滚动轴承选择。七、差速器壳体设计一、设计任务书题目2： A0级轿车差速器设计车型 发动机N.max发动机M.maxI档变比主传动比驱动方案发动机面包车I80kw/6000rmp140N.m/4500rmp3.643.23.9FR纵置已知条件：（1）假设地面附着系数足够大； （2）发动机到主传动主动齿轮传动效率； （3）车速度许可误差为3%； （4）工作情况：天天工作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态，环境最高温度为 （6）要求齿轮使用寿命为（每十二个月按300天计）； （7）生产批量：中等。 （8）车轮半径（9）半轴齿轮、行星齿轮齿数，可参考同类车型选定，可自己设计。 9）差速器转矩比S=1.15-1.4之间选择。 （10）安全系数为n=1.2-1.35之间选择 （11）其它参数查相关手册。（12）车重1.8吨传动方案：如参考图例设计工作量：（1）差速器设计计算说明书1份。 （2）差速器装配图1张（A0图纸）； （3）零件工作图2张（同一设计小组各个同学零件图不得反复，须由指导老师指导选定）；二.传动方案确实定一般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-差速器右壳三、总体设计(1)传动比分配一档变比：主传动比：总传动比：（2）传动装置运动和动力参数计算主减速器主动锥齿轮所传输扭矩主减速器从动锥齿轮所传输扭矩：差速器转矩比为（1）（2）联立两式得， 取为半轴齿轮所接收转矩主减速器主动锥齿轮转速半轴齿轮转速由差速器原理知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则当车辆转向时，半轴齿轮最大转速，最大转矩表1 传动装置和动力参数名称转速n/（）扭距/传动比/i发动机最大扭矩/转速M.max45001401I挡45001403.64主减速器主动锥齿轮1236.26489.2163.55主减速器从动锥齿轮348.241736.717半轴齿轮696.48961.40四、传动零件设计注: 注:本计算采取西北工业大学编机械设计（第八版）讲述计算方法。相关设计计算公式、图表、数据引自此书。（一）、主减速器齿轮基础参数选择、设计和计算螺旋锥齿轮传动(图a)主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不一样时在全长上啮合，而是逐步从一端连续平稳地转向另一端。另外，因为轮齿端面重合影响，最少有两对以上轮齿同时啮合，所以它工作平稳、能承受较大负荷、制造也简单。不过在工作中噪声大，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。为确保齿轮副正确啮合，必需将支承轴承预紧，提升支承刚度，增大壳体刚度。此次课程设计采取螺旋锥齿轮传动a)图a 主减速器齿轮传动形式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工作条件是相当恶劣，和传动系其它齿轮相比，含有载荷大、作用时间长、改变多、有冲击等特点。它是传动系中微弱步骤。锥齿轮材料应满足以下要求：1)含有高弯曲疲惫强度和表面接触疲惫强度，齿面含有高硬度以确保有高耐磨性。2)轮齿芯部应有合适韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。3)铸造性能、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易控制。4)选择合金材料时，尽可能少用含镍、铬元素材料，而选择含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素合金钢。（二）、选择齿轮类型、材料和热处理、精度等级、齿轮齿数1)按传动方案选择直齿轮圆锥直齿轮传动2)主减速器受轻微冲击，速度不高，故选择7级精度（GB 10095-88）。3)材料选择 由所引用教材表选择直齿锥轮材料为20CrMnTi（调质），硬度为300HBS(齿芯部).60HRC(齿面)4)选小齿轮齿数，则：，取。1、按齿面接触强度设计由教材式()进行试算，即（1）确定公式中各计算数值： 1）初选载荷系数齿轮7级精度，由图查得动载系数直齿轮，由表查得7级精度、小齿轮相对支承非对称部署时，故载荷系数2) 计算小齿轮传输转矩3）由表选择齿宽系数4）由表查得材料弹性影响系数5）由图按齿面硬度查得小齿轮接触疲惫强度极限；大齿轮接触疲惫强度极限6）由式计算应力循环次数。，7）由图取接触疲惫寿命系数系数，8）计算接触疲惫许用应力。取失效率为 ，安全系数由式（10-12）得（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径，带入中较小值。2）计算齿宽b及模数h=2.25=2.254.51=10.14mm，3)按实际载荷系数校正所算分度圆直径计算模数3.按齿根弯曲强度设计由式（）得弯曲强度设计公式为（）确定公式内各计算数值）由图查得小齿轮弯曲疲惫强度极限；大齿轮弯曲强度极限）由图取弯曲疲惫寿命系数）计算弯曲疲惫许用应力。取弯曲疲惫安全系数，由()得4)计算载荷系数。）查取齿形系数。，取整，由表查得； ）查取应力校正系数。由表查得。）计算半轴齿轮 ，行星齿轮大齿轮数值大。（）设计计算=3.63mm对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算模数大于齿根弯曲疲惫计算模数，因为齿轮模数大小关键取决于弯曲强度所决定承载能力，而齿面接触疲惫强度所决定承载能力，仅和齿轮直径（即模数和齿数乘积）相关，可取由弯曲强度算得模数3.63并就近圆整为标准值， 所以这么设计出齿轮传动，既满足了齿面接触疲惫强度，又满足了齿根弯曲疲惫强度，并做到结构紧凑，避免浪费。所以，直齿锥齿轮模数为取分度圆直径，修正齿数，取则计算中心距计算大、小齿轮分度圆直径计算齿轮宽度圆整后取，（三）、主减速器主动齿轮和从动齿轮强度校核由式（）得弯曲强度校核公式为：1） 因为其它参数全部已知所以，只需计算主动齿轮，从动齿轮，齿宽和， 8）分别代入各参数，所以主动锥齿轮强度合格。，所以从动锥齿轮强度合格。由式（10-25）得接触疲惫强度校核公式为：把上式求参数带入得（四）、主、从动直齿锥齿轮具体参数表2主减速器主、从动直齿锥齿轮几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1模数mm=42主动锥齿轮齿数16，应尽可能取最小值3从动锥齿轮齿数4齿顶高5齿根高6齿高7分度圆直径8分度圆锥角， 9外锥距R10齿宽b11齿顶圆直径12齿根圆直径13齿顶角14齿根角15顶锥角16根锥角五、差速器基础参数选择、设计和计算注:本计算采取化学工业出版社汽车工程手册讲述计算方法。相关设计计算公式、图表、数据引自书。1. 行星齿轮差速器确实定1）选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数选择直齿圆锥齿轮，选择7级精度，材料为20CrMnTi（调质），硬度为5862HRC,行星齿轮数目标选择,半轴齿轮齿数2）按齿根弯曲疲惫强度计算确定计算参数由图（10-20d）查得齿轮弯曲疲惫强度极限，由图（10-18）取弯曲疲惫寿命系数,，取整，(在表10-5中无法查到，所以按百分比方法同时把齿数，增大，)，按一样方法算得=18, =70。由表查得，3）查取应力校正系数。由表查得，取弯曲疲惫安全系数，由()得计算，圆整3.5按齿面接触疲惫强度计算按齿面硬度查得小齿轮接触疲惫强度极限；大齿轮接触疲惫强度极限计算小齿轮分度圆直径为了能同时满足弯曲疲惫强度和接触疲惫强度，取最好半轴齿轮齿数，圆整为21，圆整为11计算中心距计算大、小齿轮分度圆直径计算齿轮宽度圆整后取，表3差速器直齿锥齿轮几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1模数mm=3.52行星齿数10，应尽可能取最小值3半轴齿数=14254齿顶高5齿根高6齿高7分度圆直径8分度圆锥角，9外锥距R10齿宽b11齿顶圆直径12齿根圆直径13齿顶角14齿根角15顶锥角16根锥角差速器直齿锥齿轮强度计算差速器齿轮关键进行弯曲强度计算，对疲惫寿命则不予考虑，这是因为行星齿轮在工作中常常只起等臂推力杆作用，仅在左、右驱动车轮有转速差时行星齿轮和半轴齿轮之间才有相对滚动缘故。越野汽车差速器齿轮弯曲应力校核以下由式（）得弯曲强度校核公式为；其中，（）确定公式内各计算数值）由图查得小齿轮弯曲疲惫强度极限；大齿轮弯曲强度极限）由图取弯曲疲惫寿命系数）计算弯曲疲惫许用应力。取弯曲疲惫安全系数，由()得4)计算载荷系数。）查取齿形系数。，取，(在表10-5中无法查到，所以按百分比方法同时把齿数，增大，)，按一样方法算得=18, =70。由表查得，3）查取应力校正系数。由表查得，4）计算半轴齿轮，行星齿轮。， 5）分别代入各参数，所以半轴齿轮强度合格。，所以行星齿轮强度合格。六、半轴设计(一) 半轴计算转矩及杆部直径依据工作条件，初选轴材料为45钢，调质处理。全浮式半轴只承受转矩，全浮式半轴计算载荷可按主减速器从动锥齿轮计算转矩深入计算得到。即 式中，差速器转矩分配系数，对于圆锥行星齿轮差速器可取0.85；单位为Nm，已经考虑到传动系中最小传动比组成。对半轴进行结构设计时，应注意以下几点：杆部直径可根据下式进行初选。式中，许用半轴扭转切应力，MPa；d半轴杆部直径，mm。依据初选，按应力公式进行强度校核。(二) 半轴强度校核计算半轴扭转切应力为 式中，半轴扭转切应力，MPa；d半轴直径，mm。半轴扭转角为式中，扭转角；半轴长度；l=600G材料剪切弹性模量G=290MPa半轴断面极惯性矩，。半轴扭转切应力考虑到安全系数在1.31.6范围，宜为490588MPa，单位长度转角不应大于8/m。半轴花键计算半轴和半轴齿轮通常采取渐开线花键连接，对花键应进行挤压应力和键齿切应力验算。挤压应力小于200MPa，切应力小于73MPa。1）半轴花键剪切应力式中：半轴计算转矩，Nm d半轴花键外径，mm D和之相配花键孔内径，mm z花键齿数 LP花键工作长度，mm b花键齿宽，mm 载荷分配不均匀系数，计算时可取0.752）半轴花键挤压应力式中：半轴计算转矩，NmD半轴花键外径，mmd和之相配花键孔内径，mmz花键齿数LP花键工作长度，mm b花键齿宽，mm 载荷分配不均匀系数，计算时可取0.75表4半轴花键参数符号名称测得数据（mm）z花键齿数16b花键齿宽3L花键工作长度40D花键大径25d花键小径21C花键倒角尺寸1.0七、滚动轴承选择注:本计算采取机械工业出版社机械设计课程设计讲述计算方法。相关设计计算公式、图表、数据引自书。滚动轴承选择依据载荷及速度情况，选择圆锥滚子轴承。半轴结构设计，依据30。选择30208其基础参数查表124，。八、差速器壳体设计主减速器从动轮和差速器壳联接螺栓计算主减速器从动锥齿轮接收到转矩为螺栓到从动轮中心距离定为100mm选M16螺栓课程设计P100，螺母大径e=26.8mm，（性能等级为8.8），初定12颗。 每颗螺栓所传输力 由机械工程切削手册P228238可得出所选M16螺栓小径d=d-2+0.376=14.376mm 由机械设计P76： 剪切强度 挤压强度(L为螺栓杆和孔壁挤压面最小高度，其中螺栓孔深度定为28mm，螺栓孔倒角长度为1.5mm)螺纹联接件许用切应力为：机械设计P84 选择铸铁材料 取值范围是3.55 取值范围是2.02.5故 ：满足 满足九、参考资料1机械设计课程设计，机械工业出版社，殷玉枫主编，7月第一版；2机械设计，高等教育出版社，谭天昌、赵洪志主编，7月第一版；3简明机械设计手册，同济大学出版社，洪钟德主编，5月第一版；4减速器选择手册，化学工业出版社，周明衡主编，6月第一版；5工程机械结构图册，机械工业出版社，刘希平主编6 侯洪生机械工程图学北京：科学出版社，7 甘永立几何量公差和检测上海：科学技术出版社，8云，周蓓蓓，吴勇，刘怡 ，计算机辅助设计和绘图AutoCAD 教程及试验指导（第二版）. 北京：高等教育出版社，9 郑建中.机器测绘技术. 北京:机械工业出版社,十、此次课程设计感受经过快要三个月不懈努力，我自己动手设计差速器最终圆满完成。这是大学以来我们花时间最多第二个自己真正动手演练实践，从刚开始无从下手，到现在圆满结束，让我体会到了无数困难和失败，但全部被我一一克服。经过这么一个过程，我们了解并实践了机械设计基础过程。同时我认识到了机械设计是一门实践性和经验性要求很高学科，即使是自己设计，不过要遵照很多标准。机械设计过程实际上就是一个不停用标准来完善过程，而且在设计时要首先作部分假设，经过后面设计进行比对，反复修改，不停完善。要想设计出一件好产品需要我们手头有完善标准和经验。经过这次训练，我们积累了部分经验，同时愈加熟悉了AutoCAD软件利用，经过这次训练，我接触到了CAD软件更多模块，对其使用愈加熟练。针对我个人设计，我谈一下优缺点：优点：这次机械设计课程设计时间比较长，难度也比较大，而且有很大计算量，在设计过程中碰到了很多问题，但我还是坚持下来直到最终成功。这个单级差速器体积比较庞大，在传动过程中会产生很大扭矩和弯矩，经校核其扭矩和弯矩全部符合要求，也没有产生任何干涉，齿轮啮合也很合理。缺点：在设计过程中有部分细节上部位没有做好，有些也没有根据国家标准来做，只是凭着自己感觉大约建出来，没有太多依据。计算出齿轮厚度也很大，造成后面建出来箱体也很大，这些全部能够经过深入计算和验算来减小总体尺寸，达成最好优化效果.总来说，这次课程设计使我积累了不少经验，让我学会了独立处理问题，发觉问题，分析问题能力，经过学习，学会了熟练掌握国家标准机械制图中相关内容，并能熟练查阅机械设计手册和相关参考资料，巩固了大一所学CAD制图软件，熟练掌握零件图和装配图绘制方法，为随即课程设计毕业设计打下了坚固基础，而且使自己学风培养得愈加严谨，不过在设计中也难免存在着部分问题，期望老师指出不足地方，让我做出深入修改和学习，使我在实践中不停成长，使自己能得到愈加好锤炼。最终，我在此感谢我组员、指导老师给我帮助，给我纠正。