差速器计算说明书样本.doc

资料内容仅供您学习参考，如有不当之处，请联系改正或者删除。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 4月 5 月 4 日目录1、 任务说明书12、 主减速器基本参数的选择计算22.1选定高速级齿轮类型、 精度等级、 材料及齿数22.2差速器中的转矩分配计算32.3差速器的齿轮主要参数选择33、 差速器齿轮强度计算73.1主减速器直齿圆柱齿轮传动设计83.2校核齿面接触疲劳强度113.3 标准斜齿圆柱齿轮主要几何尺寸: 表1-3-1134、 半轴设计计算144.1结构形式分析144.2半轴计算164.3半轴花键计算175、 差速器壳体196、 变速箱壳体设计207、 设计总结218、 参考文献22配图231、 任务说明书车型 发动机Nmax发动机MmaxI档变比主传动比驱动方案发动机19、 I280kw/6000rmp140N.m/4500rmp4.643.5i4.2FF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; (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 ( 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)差速器转矩比之间选取; (10)安全系数为之间选取; (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, , 发动机到主传动主动齿轮的传动效率, 安全系数n=1.3一档变比, 本次设计选用主减速器传动比因此总传动比因此输出转矩N.m差速器转矩比S=1.11.4之间选取, 这里取S=1.2轴最大转矩为, 半轴最小转矩为 得到方程解得: 2.1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。当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 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, , 之间应避免有公约数。选小齿轮 2.2差速器中的转矩分配计算当变速箱挂1档时, 发动机经过变速箱输出的转矩最大, 主传动比、 1档变速比; 差速器的转矩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, 总是将转矩平均分配给左、 右两半轴齿轮, 即: 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与较低转矩侧半轴传递转矩之比称为转矩比S, 即: ( 取S=1.2) 整理以上两个式子得, , 代入相关数据得, 在设计过程中要将安全系数考虑上, 安全系数范围, 该设计取。设计中较高转矩侧半轴传递转矩: 2.3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因此行星齿轮数n选择2个。( 2) 行星齿轮球面半径和外锥距的确定行星齿轮球面半径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 式中: 行星齿轮球面半径系数, 可取2.522.99, 对于有2个行星齿轮的面包车取小值 2.6; , 差速器计算转矩, 则 取整差速器行星齿轮球面半径确定后, 可初步根据下式确定节锥距 取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, 能够选取行星齿轮齿数, 半轴齿轮齿数初选为24, 与的齿数比为1.5, 两个半轴齿数和为48, 能被行星齿轮数2整除, 因此能够保证装配, 满足设计要求。行星齿轮和半轴齿轮节锥角、 及模数m行星齿轮和半轴齿轮节锥角、 分别为 当量齿数: 当量齿数都大于17, 因此锥齿轮大端端面模数m为 根据(GB 1356-87)规定, 选取第一系列标准模数m=2.5mm行星齿轮分度圆直径, 半轴齿轮分度圆直径。压力角采用推荐值, 齿高系数为0.8。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 式中: 差速器传递的转矩, Nm; 在此取3162Nm 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d0.8; 支承面的许用挤压应力, 在此取69 MPa根据上式 =48mm =0.548=24mm 29.5mm 32.45mm差速器齿轮的几何尺寸计算查得修正系数 齿侧间隙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, 应尽量取小值162半轴齿轮齿数, 且满足 243模数m2.54齿面宽度; 10mm5齿跟高4mm6齿全高4.521mm7压力角大部分汽车: 8轴交角9节圆直径; ; 10节锥角; ; 11外锥距12周节13齿顶高, , 14齿根高; ; 15径向间隙c=0.521mm16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=0.2450.330 mmB=0.300mm23弦齿厚;24弦齿高;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: 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3162Nm; 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, 当时, , 在此0.629; 为载荷分配系数, 当两个齿轮均用骑马式支承型式时, 1.001.1; 其它方式支承时取1.101.25。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1.0; 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=0.255。 当T=minTce,Tcs时, =980 Mpa; 当T= Tcf时, =210Mpa。 根据上式( 39) 可得: 根据轮齿弯曲应力公式, , , J取0.255, 半轴齿轮齿面宽。半轴大端分度圆直径前面计算得到, 质量系数, 由于模数, 大于, 因此尺寸系数, 齿面载荷分配系数, 半轴齿轮计算转矩。, ; 则满足设计要求。各级转速: 发动机输出转速=5500r/min变速箱输出转速( 主减速器输入转速) 主减速器输出转速各级功率: 主减速器主动齿轮的功率: 发动机输出功率: 各级转矩: 主动齿轮的转矩: 3.1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按机械设计公式( 6-26) ( 3) 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, 故初选载荷系数2) 主动齿轮上的转矩3) 螺旋角系数, 由图(6-28)查取: =0.90;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, 当前采用大螺旋角, 故取=12)4) 重合度系数, 由公式( 6-13) 其中端面重合度由公式( 6-7) =其中端面重合度由公式( 6-21) 下式中5) 齿宽系数, 由表( 6-6) 硬齿面且非对称布置取=0.66) 齿形系数, 标准齿轮, 变形系数X=0, 且按当量齿数由图( 6-19) 查得=3.32, =2.35 当量齿数: 当量齿数都大于17, 因此7) 修正应力系数, 按当量齿数由图( 6-20) 查得=1.47, =1.68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MPa由公式( 6-16) 计算弯曲疲劳许用应力, 式中弯曲疲劳强度极限, 由机械设计基础(第五版)表11-1查得MPa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=0.90 =0.91其中由公式( 6-21) 有=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=1.25代入上述确定参数计算弯曲疲劳许用应力 计算小、 大齿轮的并加以比较 小齿轮数值大将上述确定参数代入式( 3) 计算( 按小齿轮设计模数) =3.29mm按7级精度 由图( 6-7) 查得动载系数=1.12; 由图( 6-10) 查得齿向载荷分布系数=1.08; 由表( 6-4) 按7级精度查得齿间载荷分布系数1.2; 由公式( 6-1) K=1.51.121.081.2=2.17728修正: =3.38mm由表( 6-1) , 选取第一系列标准模数m=4mm中心距取a=162mm确定螺旋角=齿轮主要几何尺寸: 分度圆直径 齿宽 取 ( 为保证轮齿有足够的齿合宽度) 3.2校核齿面接触疲劳强度确定公式中各计算参数: 1) 弹性系数, 按锻钢由表( 6-5) 查得=189.8 2) 接触强度重合度系数, 按端面重合度由图( 6-13) 查得=0.82 3) 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=2.41 4) 螺旋角系数, =0.988 5) 前面已求得 =2.17728, , = 50, =65.62 由公式( 6-11) 接触疲劳许用应力式中: 由图( 6-15) 按不允许出现点蚀, 查得接触疲劳寿命系数=0.91, =0.92试验齿轮的接触疲劳极限, 由表( 11-1) 查得=1500MPa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=1计算接触疲劳许用应力 =1365MPa =1380MPa 将确定出的各项数值代入接触强度校核公式, 得因此接触强度满足。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。3.3 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由强度计算或结构设计确定, 并取标准值m=4齿数比u=u=当量齿数 为分度圆螺旋角一般选8-20= 大端分度圆直径 中心距aa=162mm齿宽系数硬齿面齿宽系数=0.3-0.6=0.6齿顶高=m齿根高=m=1.25m全齿高=+=2.25m顶隙CC=-=0.25m齿顶圆直径齿根圆直径4、 半轴设计计算4.1结构形式分析1半轴 半轴的内侧经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经过轴承支承在桥壳上, 作用在车轮的力都直接传给半轴, 再经过轴承传给驱动桥壳体。半轴既受转矩, 又受弯矩。常见于轿车、 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, 向内的轴向力经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, 轮毂经过圆锥滚子轴承支承在桥壳的半轴套管上, 作用在车轮上的力经过半轴传给轮毂, 轮毂又经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。 下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Fz21( 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1.0, 没有纵向力作用。( 3) 汽车经过不平路面, 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0.8, 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, 因此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0.8, 侧向力Fy2=0。( 2) 侧向力Fy2最大时, 其最大值为Fz21( 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1.0, 没有纵向力作用。( 3) 汽车经过不平路面, 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, 因此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。4.2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, 然后对她进行强度核算。( 1) 半轴计算转矩及杆部直径根据汽车工程手册P1209公式( 4-9-37) 。式中: 个车轮的驱动力, 单位为N轮胎的滚动半径, 单位为m差速器转矩分配系数, 对于圆锥行星齿轮差速器可取0.6; 传动系最低档传动比, 传动系效率, 根据任务已知条件有=0.96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。选24mm 式中, 许用半轴扭转切应力, MPa; =490-588MPad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=490-588MPa式中, 半轴扭转应力, 56.68MPa; 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, 40MnB, 40MnVB, 40CrMnMo, 40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1.31.6范围时, 半轴扭转许用应力可取为490588MPa4.3半轴花键计算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, 取其齿数为z=21, 选择m=1,分度圆直径D=mz=21mm。半轴花键挤压应力校核其中, T为半轴所受转矩, ; 为平均半径, 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=0.75; h为花键齿侧面工作高度, h=m=1mm。由汽车设计许用挤压应力取为MPa, 因此满足挤压强度要求。半轴花键剪切应力校核有公式其中, 为花键外径, 取为22.5mm; 为相对应花键孔内径, 取为21.8mm。由汽车设计有许用剪切应力=225MPa, 因此满足剪切强度要求。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: 应具有足够的强度和刚度, 以保证主减速器齿轮啮合正常; 结构工艺性好, 成本低; 保护装于其中的传动系统部件和防止泥水浸入; 拆装, 调整, 维修方便。 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60h200即可。 6、 变速箱壳体设计变速器壳体应满足如下设计要求: 应具有足够的强度和刚度, 以保证主减速器齿轮啮合正常; 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; 保证足够的离地间隙; 保护装于其中的传动系统部件和防止泥水浸入; 拆装, 调整, 维修方便。 最小厚度应满足规定的厚度, 由机械设计课程设计( 高等学校机械设计系列教材) 知减速器铸造的结构尺寸一般大于或等于8。 7、 设计总结历时一个学期的课程设计结束了, 虽然课程设计让我身心疲惫, 但在此过程中, 我学会了综合全面看待问题, 而且享受着成功时的快乐与失败时的苦闷。虽然这次课程设计我如期完成, 但还是应当承认我考虑问题的周密性不强, 所设计的最终结果还没有达到最优效果。实践是检验真理的唯一标准。经过实践才能发现自身的不足, 并加以改进, 才能使自身得以更好的发展。最后感谢杨老师和孙老师在这个过程中的细心教导。 8、 参考文献程乃士 主编 减速器和变速器设计与选用手册机械工程出版社 2成大先 主编 机械设计手册减( 变) 速器电机与电器 化学工业出版社 3刘惟信 主编 汽车设计清华大学出版社 4朱利安 哈皮安史密斯 主编现代汽车设计概论 化学工业出版社 5林穆义 张福生 主编 车辆底盘构造与设计冶金工业出版社 6冯晋祥 吾际璋 主编 自动变速器结构原理图册机械工业出版社 7濮良贵 纪名刚 主编 机械设计( 第八版) 高等教育出版社 8汪恺 主编 机械设计标准应用手册( 第二卷) 机械工业出版社 1997年9孔凌嘉 张春林 主编 机械基础综合课程设计北京理工大学出版社 10张黎骅 郑严 主编 新编机械设计手册人民邮电出版社 11刘鸿文 主编 材料力学( 第四版) 高等教育出版社 12冯辛安 主编 机械制造装备设计机械工业出版社 13.朱孝录 主编 齿轮传动设计手册化学工业出版社 配图