差速器计算说明指导书.doc

学号
06091618
成绩

课程设计阐明书

系 别 机电工程系
专 业 汽车服务工程
学 号 06091618
姓 名 王硕
指引教师 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、任务阐明书 1
2、主减速器基本参数选取计算 2
2.1选定高速级齿轮类型、精度级别、材料及齿数 2
2.2差速器中转矩分派计算 3
2.3差速器齿轮重要参数选取 3
3、差速器齿轮强度计算 7
3.1主减速器直齿圆柱齿轮传动设计 8
3.2校核齿面接触疲劳强度 11
3.3 原则斜齿圆柱齿轮重要几何尺寸：表1-3-1 13
4、半轴设计计算 14
4.1构造形式分析 14
4.2半轴计算 16
4.3半轴花键计算 17
5、差速器壳体 19
6、变速箱壳体设计 20
7、设计总结 21
8、参照文献 22
配图 23

1、任务阐明书

车型
发动机Nmax
发动机Mmax
I档变比
主传动比
驱动方案
发动机
19、I2
80kw/6000rmp
140N.m/4500rmp
4.64
3.5≤i≤4.2
FF
横置

已知条件：
(1)假设地面附着系数足够大；
(2)发动机到主传动积极齿轮传动系数；
(3)车速度容许误差为±3%；
(4)工作状况：每天工作16小时，持续运转，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)规定齿轮使用寿命为（每年按300天计）；
(7)生产批量：中档；
(8)半轴齿轮，行星齿轮齿数，可参照同类车型选定，也可自己设计；
(9)差速器转矩比之间选用；
(10)安全系数为之间选用；
(11)别的参数查有关手册；

2、主减速器基本参数选取计算
发动机最大转矩，，发动机到主传动积极齿轮传动效率，安全系数n=1.3
一档变比，本次设计选用主减速器传动比
因而总传动比
因而输出转矩N.m
差速器转矩比S=1.1~1.4之间选用，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、精度级别、材料及齿数
1）按题目已知条件，选用直齿圆柱齿轮传动。
2) 精度级别：由于差速器轮轮齿规定精度低，轻型汽车所用齿轮传动精度级别范畴为5~8，故选用7级精度
3）材料： 差速器齿轮与主减速器齿轮同样，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材料为20CrMnTi、22CrMnTi和20CrMo等，故齿轮所采用钢为20CrMnTi，查表机械设计基本(第五版)表11-1有：热解决方式：渗碳淬火，齿面硬度为
4）选取主、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差速器中转矩分派计算
当变速箱挂1档时，发动机通过变速箱输出转矩最大，主传动比、1档变速比；
差速器转矩
左右驱动车轮不存在差速状况
由变速器传来转矩，经差速器壳、行星齿轮轴和行星齿轮传给半轴齿轮。行星齿轮相称于一种等臂杠杆，而两个半轴齿轮半径也是相等。因而，当行星齿轮没有自转时，总是将转矩平均分派给左、右两半轴齿轮，即：

左右驱动车轮存在差速状况
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）

整顿以上两个式子得，，代入有关数据得，
在设计过程中要将安全系数考虑上，安全系数范畴，该设计取。
设计中较高转矩侧半轴传递转矩：
2.3差速器齿轮重要参数选取
（1）行星齿轮数n
行星齿轮数n需依照承载状况来选取，由于是面包车差速器因此行星齿轮数n选取2个。
（2）行星齿轮球面半径和外锥距拟定
行星齿轮球面半径反映了差速器锥齿轮节锥距大小和承载能力，可依照经验公式来拟定
式中：——行星齿轮球面半径系数，可取2.52～2.99，对于有2个行星齿轮面包车取小值 2.6；
，差速器计算转矩，则
取整
差速器行星齿轮球面半径拟定后，可初步依照下式拟定节锥距
取
行星齿轮和半轴齿轮齿数选取
面包车齿轮强度规定不太高，可以选用行星齿轮齿数，半轴齿轮齿数初选为24，与齿数比为1.5，两个半轴齿数和为48，能被行星齿轮数2整除，因此可以保证装配，满足设计规定。
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：

当量齿数都不不大于17，因而

锥齿轮大端端面模数m为

依照(GB 1356-87)规定，选用第一系列原则模数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似，行星齿轮在轴上支承长度也就是行星齿轮安装孔深度。
行星齿轮轴直径为
式中：——差速器传递转矩，N·m；在此取3162N·m
——行星齿轮数目；在此为2
——行星齿轮支承面中点至锥顶距离，mm， ≈0.5d， d为半轴齿轮齿面宽中点处直径，而d≈0.8；
——支承面许用挤压应力，在此取69 MPa
依照上式 =48mm =0.5×48=24mm
≈29.5mm ≈32.45mm

差速器齿轮几何尺寸计算
查得修正系数 齿侧间隙
汽车差速器直齿轮锥齿轮几何尺寸计算环节见下表
序号
项目
计算公式
成果
1
行星齿轮齿数
，应尽量取小值
16
2
半轴齿轮齿数
，且满足
24
3
模数
m
2.5
4
齿面宽度
；
10mm
5
齿跟高

4mm
6
齿全高

4.521mm
7
压力角
大某些汽车：

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=0.521mm
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
=0.245～0.330 mm
B=0.300mm
23
弦齿厚
;
;
24
弦齿高
;
;

3、差速器齿轮强度计算
差速器齿轮尺寸受构造限制，并且承受载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处在啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才干有啮合传动相对运动。因而对于差速器齿轮重要应进行弯曲强度校核。轮齿弯曲强度为:

MPa (3-9)
上式中： ——为差速器一种行星齿轮传给一种半轴齿轮转矩，其计算式在此将取为3162N·m；
——为差速器行星齿轮数；
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，反映材料不均匀性，与齿轮尺寸和热解决有 关，当ｍ时，，在此＝0.629；
　 ——为载荷分派系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，＝1.00～1.1；其她方式支承时取1.10～1.25。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综合系数，参照图3-2可取=0.255。
当T=min［Tce,Tcs］时，[]=980 Mpa；当T= Tcf时，[]=210Mpa。

依照上式（3——9）可得：

依照轮齿弯曲应力公式，
，，
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，不不大于，因而尺寸系数，齿面载荷分派系数，半轴齿轮计算转矩。，；则满足设计规定。
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：
主减速器积极齿轮功率：

发动机输出功率：

各级转矩：

积极齿轮转矩：

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）
拟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）——积极齿轮上转矩

3）——螺旋角系数，由图(6-28)查取：=0.90;
为分度圆螺旋角普通选8°-20°﹙从减小齿轮振动和噪音角度来考虑，当前采用大螺旋角，故取=12°)
4) ——重叠度系数，由公式（6-13）

其中端面重叠度由公式（6-7）
=其中端面重叠度由公式（6-21）下式中

5）——齿宽系数，由表（6-6）硬齿面且非对称布置取=0.6
6）——齿形系数，原则齿轮，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：

当量齿数都不不大于17，因而
7）——修正应力系数，按当量齿数由图（6-20）查得=1.47，=1.68
由机械设计基本(第五版)表11-1查得积极齿轮弯曲疲劳强度极限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，由机械设计基本(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
=
——弯曲疲劳强度计算最小系数，对于普通齿轮和多数工业用齿轮，按普通可靠度规定，取=1.25
代入上述拟定参数计算弯曲疲劳许用应力

计算小、大齿轮并加以比较

小齿轮数值大
将上述拟定参数代入式（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=×××=1.5×1.12×1.08×1.2=2.17728
修正：=3.38mm
由表（6-1），选用第一系列原则模数m=4mm
中心距取a=162mm
拟定螺旋角==
齿轮重要几何尺寸：
分度圆直径

齿宽 取 （为保证轮齿有足够齿合宽度）

3.2校核齿面接触疲劳强度

拟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）——接触强度重叠度系数，按端面重叠度由图（6-13）查得=0.82
3）——节点区域系数，按螺旋角且原则齿轮变位系数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）按不容许浮现点蚀，查得接触疲劳寿命系数=0.91，=0.92
——实验齿轮接触疲劳极限，由表（11-1）查得==1500MPa
——接触疲劳强度计算最小安全系数，对于普通齿轮和多数工业用齿轮，按普通可靠度规定，取=1
计算接触疲劳许用应力
==1365MPa
==1380MPa
将拟定出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，并做到构造紧凑，避免挥霍。
3.3 原则斜齿圆柱齿轮重要几何尺寸：表1-3-1

名称及代号
公式及阐明
计算成果
法面模数
由强度计算或构造设计拟定，并取原则值
m=4
齿数比
u=
u=
当量齿数

为分度圆螺旋角
普通选8°-20°
=
大端分度圆直径

中心距a

a=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=1.25·m

全齿高
=+=2.25·m

顶隙C
C=-=0.25·m

齿顶圆直径

齿根圆直径

4、半轴设计计算
4.1构造形式分析
1．半轴
半轴内侧通过花键与半轴齿轮相连，外侧用凸缘与驱动轮轮毂相连。

依照半轴外端受力状况不同，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。惯用于轿车、微型客车和微型货车。
下图是一汽车半浮式半轴构造与安装，其构造特点是外端以圆锥面及键与轮毂相固定支承在一种圆锥滚子轴承上，向外轴向力由圆锥滚子轴承承受，向内轴向力通过滑块传给另一侧半轴圆锥滚子轴承。

2）全浮式半轴
全浮式半轴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半轴套管上，作用在车轮上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。
下图特点是半轴外端凸缘直接与轮毂连接。

　　下图特点是采用一对球轴承支承轮毂。

半轴重要尺寸是它直径，在设计时一方面依照对使用条件和载荷状况相似或相近同类汽车同形式半轴分析比较，大体选定从整个驱动桥布局来看比较适当半轴半径，然后对它进行强度核算。
计算时应当一方面合理拟定在用
（2）侧向力Fy2最大时，其最大值为Fz2φ1（汽车侧滑时），侧滑时轮胎与地面侧向力系数φ1在计算时取1.0，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。在半轴上载荷，应考虑到如下三种也许载荷工况：
（1）纵向力Fx2（驱动力或制动力）最大时，最大值为Fz2φ，附着系数φ在计算时取0.8，侧向力Fy2=0。
由于车轮受纵向力和侧向力大小受车轮与地面最大附着力限制，因此两个方向力最大值不会同步浮现。

半轴重要尺寸是它直径，在设计时一方面依照对使用条件和载荷状况相似或相近同类汽车同形式半轴分析比较，大体选定从整个驱动桥布局来看比较适当半轴半径，然后对它进行强度核算。
计算时应当一方面合理拟定在用在半轴上载荷，应考虑到如下三种也许载荷工况：
（1）纵向力Fx2（驱动力或制动力）最大时，最大值为Fz2φ，附着系数φ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Fz2φ1（汽车侧滑时），侧滑时轮胎与地面侧向力系数φ1在计算时取1.0，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大小受车轮与地面最大附着力限制，因此两个方向力最大值不会同步浮现。
选取全浮式半轴，因而半轴仅承受转矩不承受弯矩。
4.2半轴计算
半轴重要尺寸是它直径，在设计时一方面依照对使用条件和载荷状况相似或相近同类汽车同形式半轴分析比较，大体选定从整个驱动桥布局来看比较适当半轴半径，然后对她进行强度核算。
（1）半轴计算转矩及杆部直径
依照《汽车工程手册》P1209公式（4-9-37）。
式中：
      ——个车轮驱动力， 单位为N
——轮胎滚动半径，单位为m
ξ——差速器转矩分派系数，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，依照任务已知条件有=0.96
依照《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，[τ]——许用半轴扭转切应力，MPa；[τ]=490-588MPa
d——初选半轴杆部直径，mm。
半轴杆部直径计算成果应依照构造设计向上进行圆整。依照初选，按应力公式进行强度校核。
半浮式半轴强度校核计算
依照《汽车工程手册》P1211公式（4-9-44）
半轴扭转应力为
  ＜[τ]=490-588MPa
式中，——半轴扭转应力，56.68MPa；
d——半轴直径，24mm。
半轴计算时许用应力与所选用材料、加工办法、热解决工艺及汽车使用条件关于。当采用40Cr，40MnB，40MnVB，40CrMnMo，40号及45号钢等作为全浮式半轴材料时，其扭转屈服极限达到784MPa左右。在保证安全系数在1.3～1.6范畴时，半轴扭转许用应力可取为[＝490～588MPa
4.3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，本次取原则压力角，取其齿数为z=21，选取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；
为载荷分派不均匀系数，普通取=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，因此满足挤压强度规定。
半轴花键剪切应力校核
有公式
其中，为花键外径，取为22.5mm；
为相相应花键孔内径，取为21.8mm。
∴
由《汽车设计》有许用剪切应力[]=225MPa，因此满足剪切强度规定。
综上，半轴花键设计合理。

5、差速器壳体
差速器壳重要功能是保证主减速器和差速器润滑和防止异物进入引起不正常磨损。
差速器壳体应满足如下设计规定：
① 应具备足够强度和刚度，以保证主减速器齿轮啮合正常；
② 构造工艺性好，成本低；
③ 保护装于其中传动系统部件和防止泥水浸入；
④ 拆装，调节，维修以便。
⑤ 满足不不大于行星齿轮轴长度，厚度由下表知选用第二种，范畴只要满足
60＜h≤200即可。

6、变速箱壳体设计
变速器壳体应满足如下设计规定：
① 应具备足够强度和刚度，以保证主减速器齿轮啮合正常；
② 在保证强度和刚度状况下，尽量减小质量以提高行驶平顺性；
③ 保证足够离地间隙；
④ 保护装于其中传动系统部件和防止泥水浸入；
⑤ 拆装，调节，维修以便。
⑥ 最小厚度应满足规定厚度，由机械设计课程设计（高等学校机械设计系列教材）知减速器锻造构造尺寸普通不不大于或等于8。

7、设计总结
历时一种学期课程设计结束了，虽然课程设计让我身心疲倦，但在此过程中，我学会了综合全面看待问题，并且享有着成功时高兴与失败时苦闷。
虽然这次课程设计我如期完毕，但还是应当承认我考虑问题周密性不强，所设计最后成果还没有达到最优效果。
实践是检查真理唯一原则。通过实践才干发现自身局限性，并加以改进，才干使自身得以更好发展。
最后感谢杨教师和孙教师在这个过程中细心辅导。

8、参照文献
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《当代汽车设计概论》 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 《自动变速器构造原理图册》机械工业出版社
7．濮良贵 纪名刚 主编 《机械设计》（第八版）高等教诲出版社
8．汪恺 主编 《机械设计原则应用手册》（第二卷）机械工业出版社 1997年
9．孔凌嘉 张春林 主编 《机械基本综合课程设计》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）高等教诲出版社
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