課程設計：差速器的設計

學號06071417成績課程設計說明書設計名稱差速器的設計設計時間2009年4-6月系別機電工程系專業(yè)汽車服務工程班級07級14班姓名羅毅鑒指導教師宋玉林2010年4月20日TOC\o"1-5"\h\z目錄 —一、 設計任務書 錯誤!未定義書簽。二、 傳動方案的擬定 一 1一三、總體設計 一 1一（一） 傳動比的分配 （二） 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 四、 傳動零件的設計計算 一 3一（一） 主減速器齒輪設計 錯誤!未定義書簽。（二） 差速器齒輪的設計 錯誤!未定義書簽。五、 半軸的計算與校核 - 12-（一）半軸計算轉(zhuǎn)矩T及桿部直徑.錯誤!未定義書簽。（二）全浮式半軸強度校核計算 錯誤!未定義書簽。六、滾動軸承的選擇 錯誤!未定義書簽。七、 差速器殼體設計 一、設計任務書題目2：A0級轎車差速器設計車型發(fā)動機N.max發(fā)動機M.maxI檔變比主傳動比驅(qū)動方案發(fā)動機面包車I80kw/6000rmp140N.m/4500rmp3.643.2?3.9FR縱置已知條件：（1）假設地面的附著系數(shù)足夠大;（2） 發(fā)動機到主傳動主動齒輪的傳動效率耳=0.96；w（3） 車速度允許誤差為±3%；（4） 工作情況：每天工作16小時，連續(xù)運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；（5）工作環(huán)境：濕度和粉塵含量設為正常狀態(tài)，環(huán)境最高溫度為300C（6）要求齒輪使用壽命為17年（每年按300天計）；（7）生產(chǎn)批量：中等。（8） 車輪半徑R二380mm（9） 半軸齒輪、行星齒輪齒數(shù)，可參考同類車型選定，可自己設計。9）差速器轉(zhuǎn)矩比S=1.15 1.4之間選取。（10） 安全系數(shù)為n=1.2 1.35之間選?。?1） 其余參數(shù)查相關手冊。（12）車重1.8噸傳動方案：如參考圖例設計工作量：（1）差速器設計計算說明書1份。（2） 差速器裝配圖1張（A0圖紙）；（3） 零件工作圖2張（同一設計小組的各個同學的零件圖不得重復，須由指導教師指導選定）；傳動方案的擬定普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器1，12-軸承；2-螺母；3，14-鎖止墊片；4-差速器左殼；5，13-螺栓；6-半軸齒輪墊片7-半軸齒輪；8-行星齒輪軸；9-行星齒輪；10-行星齒輪墊片；11-差速器右殼三、總體設計傳動比的分配一檔變比i二3.64:主傳動比：i=3.5510總傳動比：i=ixi二3.64x3.55二12.922總1 0傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算主減速器主動錐齒輪所傳遞的扭矩主減速器從動錐齒輪所傳遞的扭矩：差速器轉(zhuǎn)矩比為S二1.24MB二S=1.24(1)MSM+M二M二1736.717N.m(2)B S 0聯(lián)立兩式得M二775.32N.m,M=961.40Nm取M=961.40N.m為半軸齒輪所接收的轉(zhuǎn)矩s B B主減速器主動錐齒輪轉(zhuǎn)速n=n/i= =1236.26r/min主i3.64半軸齒輪轉(zhuǎn)速n=n/i=4500/12.922=348.24rmp0總由差速器原理知n+n=2n120當車輛轉(zhuǎn)向時其極限情況為內(nèi)側車輪不轉(zhuǎn)，則另一側車輪轉(zhuǎn)速為2n=696.48rmp0則當車輛轉(zhuǎn)向時，半軸齒輪最大轉(zhuǎn)速n =696.48rmp，最大轉(zhuǎn)矩M =961.40N.mmax max表1傳動裝置和動力參數(shù)名稱轉(zhuǎn)速n/(r-min-i)扭距/N-m傳動比/i發(fā)動機最大扭矩/轉(zhuǎn)速M.max45001401I擋45001403.64主減速器主動錐齒輪1236.26489.2163.55主減速器從348.241736.717動錐齒輪半軸齒輪696.48961.40四、傳動零件的設計注:注:本計算采用西北工業(yè)大學編《機械設計》（第八版）講述的計算方法。有關設計計算公式、圖表、數(shù)據(jù)引自此書。（一）、主減速器齒輪的基本參數(shù)選擇、設計與計算螺旋錐齒輪傳動（圖a）的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向另一端。另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時嚙合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負荷、制造也簡單。但是在工作中噪聲大，對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大和噪聲增大。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。本次課程設計采用螺旋錐齒輪傳動a）圖a主減速器齒輪傳動形式a）螺旋錐齒輪傳動b）雙曲面齒輪傳動c）圓柱齒輪傳動d）蝸桿傳動驅(qū)動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其它齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。它是傳動系中的薄弱環(huán)節(jié)。錐齒輪材料應滿足如下要求：1） 具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性。2） 輪齒芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。3） 鍛造性能、切削加工性能及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。4） 選擇合金材料時，盡量少用含鎳、鉻元素的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。（二）、選擇齒輪類型、材料和熱處理、精度等級、齒輪齒數(shù)1）按傳動方案選用直齒輪圓錐直齒輪傳動2） 主減速器受輕微沖擊，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）。3） 材料選擇由所引用教材表10-1選擇直齒錐輪材料為20CrMnTi（調(diào)質(zhì)），硬度為300HBS（齒芯部）.60HRC（齒面）4） 選小齒輪齒數(shù)z=16，則:z二i-z二3.55x16二56.8,，取z=57。1 2主1 21、按齒面接觸強度設計由教材式（10-9a）進行試算，即d二2.92」［上匚T- KT 1t 3［Q］丿?（1-0.5Q）2u' H 由圖10-19 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)系數(shù)K二0.91，K二0.93HN1 HN2 計算接觸疲勞許用應力。取失效率為1%,安全系數(shù)S二1.2由式（10T2）得（1）確定公式中各計算數(shù)值:1） 初選載荷系數(shù)K二1.3t齒輪7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)K二1.25V直齒輪，K二K二1Ha Fa由表10-9查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，K二K二K二1.15HP FP HPbe故載荷系數(shù)K二KKKK二1x1.25x1x1.15二1.438AVHaHP2） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩3） 由表10-7選取齒寬系數(shù)?=0.33R4） 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)5）由圖10-21e按齒面硬度查得小齒輪的接觸Z二189.8.jMP疲勞強度極限b 二1600MP;大齒輪的接觸疲勞強度極限b二1600MPHlim1 a Hlim2 a6） 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。N=60njL二60x1236x1x8x300x17二3.03x109，11h（2）計算1） 計算小齒輪分度圓直徑d，帶入L］中較小的值。1t H2） 計算齒寬b及模數(shù)mnth=2.25m=2.25x4.51=10.14mm,-=2.35nth3） 按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑d1計算模數(shù)mn3.按齒根彎曲強度設計由式（10-24）得彎曲強度的設計公式為（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1） 由圖10-20d查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限b二1000MP;大齒輪的彎曲強度極限FE1 ab =1000MPFE2 a2） 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K二0.86,K二0.89,FN1 FN23） 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S二1，由（10-12）得4） 計算載荷系數(shù)k。5） 查取齒形系數(shù)。zdu=cot5=tan5=—=2=3.56,5=arctan3.56=74.311 2zd 211取整z=211,z=■^= =16.6,z=17v2 v1u23.562 v1由表10-5查得y=2.97；y=2.06Fa1 Fa26） 查取應力校正系數(shù)。由表10-5查得y=1.52y=1.97。Sa1 Sa27） 計算半軸齒輪的F，行星齒輪的Ft1 t2大齒輪的數(shù)值大。（2）設計計算4KT 1YY4KT 1YY—FaSa4x1.438x3.45312x105m> 1 . -FaSa—' x0.00525=3.63mm3?(1-0.5?)2Z2、：u2+1Q] 30.33x(1-0.5x0.33)2x16^/3.562+1R R1 F ■對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)3.63并就近圓整為標準值m二4,所以這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。所以，直齒錐齒輪的模數(shù)為m—4取分度圓直徑d—74.72mm，修正齒數(shù)1Z—幺—7472—18.68，取Z—191m4 1貝UZ—3.55x19—672計算中心距計算大、小齒輪分度圓直徑d—Zm—76mm11d—Zm—268mm22計算齒輪寬度圓整后取B—24mm，B—22mm21（三）、主減速器主動齒輪與從動齒輪的強度校核由式（10-23）得彎曲強度的校核公式為：1）因為其他參數(shù)都已知所以，只需計算主動齒輪的F，從動齒輪的F，齒寬b和bt1 t212b—mz? ——43.93，b—mz? ——156.19,1 1R2 2 2R28）分別代入各參數(shù)

GF1KFYYt1GF1KFYYt1―Fa1_Sal——

bm(1-0.5Q)

1R1.438x11.487x103x2.97x1.5243.93x4x(1-0.5x0.33)二508.23MPa,g=508.23MPa<[g]=860MPa，所以主動錐齒輪強度合格。GF2KFYYt2_Fa2_GF2KFYYt2_Fa2_Sa2—bm(1-0.5?)2R皿8x心69x103x2.06x⑷二128.30MPa,156.19x4x(1-0.5x0.33)g=128.30MPa<[g]=890MPa，所以從動錐齒輪強度合格。F2 F1由式(10-25)得接觸疲勞強度的校核公式為：把上式求的參數(shù)帶入得g=5x189.8 1.438x345.312x103 =1209.44MPa<[g]強度合格h1 0.33x(1-0.5x0.33)2x723x3.56 hg二5x189.8I 1.438x1225.858x103 二339.89MPa<[g]強度合格(四)、主、從動H2 0.33x(1-0.5x0.33)2x2563x3.56 h直齒錐齒輪的具體參數(shù)表2主減速器主、從動直齒錐齒輪的幾何尺寸計算用表序號項目計算公式計算結果1模數(shù)mm=42主動錐齒輪齒數(shù)z016，應盡量取最小韋13從動錐齒輪齒數(shù)4齒頂咼5齒根咼6齒高7分度圓直徑dd28分度圓錐角[02z0=arctan」,1 z〈20=15?7o沁160,19外錐距R10齒寬b11齒頂圓直徑da1da212齒根圓直徑f1df213齒頂角叮ala214齒根角J1f215頂錐角5al5a216根錐角］f15f2五、差速器的基本參數(shù)選擇、設計與計算注:本計算采用化學工業(yè)出版社《汽車工程手冊》講述的計算方法。有關設計計算公式、圖表、數(shù)據(jù)引自書。1.行星齒輪差速器的確定1）選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)選擇直齒圓錐齒輪，選用7級精度，材料為20CrMnTi（調(diào)質(zhì)），硬度為58~62HRC，行星齒輪數(shù)目的選擇Z=10，半軸齒輪齒數(shù)Z=20122）按齒根彎曲疲勞強度計算確定計算參數(shù)由圖（10-20d）查得齒輪彎曲疲勞強度極限c=c =1100MPa，由圖（10T8）取彎曲FE1 FE2疲勞壽命系數(shù)K二0.86,K二0.89FN1 FN2zdu=cot5=tan8=亠=2=2，5=arctan2=63.4312zd211取整z=45，z=%=45=11.25，z=12（z在表10-5中無法查到，因此按比例的方法v2 v1u222 v1 v1同時把齒數(shù)z，z增大，z=16,z=32），按同樣的方法算得z=18,z=70。1212 v1 v2由表10-5查得y二2.91，y二2.24Fa1 Fa23）查取應力校正系數(shù)。由表10-5查得y二1.53，y二1.75Sa1 Sa2取彎曲疲勞安全系數(shù)S二1，由（10-12）得4x1x3.3414x105計算m> -0.00471=3.13，圓整3?530.33（1-0.5x0.33）2202J22+1按齒面接觸疲勞強度計算按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限b =1500MP;大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1 ab=1500MPHlim2 a計算小齒輪分度圓直徑為了能同時滿足彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度，取最佳半軸齒輪的齒數(shù)Z=人=20.55，2m圓整為21，Z=21=10.5，圓整為1112計算中心距a=卩+Z2）m=56mm2計算大、小齒輪的分度圓直徑計算齒輪寬度圓整后取B=12mm，B=17mm12表3差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算用表序號項目計算公式計算結果1模數(shù)mm=3.52仃星齒數(shù)z1^10，應盡量取最小韋13半軸齒數(shù)z2=14?254齒頂咼5齒根咼

6齒高7分度圓直徑dd28分度圓錐角｝5=arctan，1 Z25]=26.56。q2709外錐距R10齒寬b11齒頂圓直徑da1da212齒根圓直徑f1df213齒頂角叮a1a214齒根角J1f215頂錐角]15a216根錐角）5f2差速器直齒錐齒輪的強度計算差速器齒輪主要進行彎曲強度計算，對疲勞壽命則不予考慮，這是因為行星齒輪在工作中經(jīng)常只起等臂推力桿的作用，僅在左、右驅(qū)動車輪有轉(zhuǎn)速差時行星齒輪與半軸齒輪之間才有相對滾動的緣故。越野汽車的差速器齒輪的彎曲應力校核如下由式（10-23）得彎曲強度的校核公式為；其中，n=―3500—=301.50,N二60njL=60x301.5x1x8x300x17二7.38x1081 3.27x3.55 1 1h（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1） 由圖10-20d查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限b二1100MP;大齒輪的彎曲強度極限FE1 a1） 由圖10-20d查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限b二1100MP;大齒輪的彎曲強度極限FE1 ab 二1100MPFE2 a2） 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K二0.86,K二0.89,FN1 FN23） 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S二1.2，由（10-12）得4） 計算載荷系數(shù)k。5） 查取齒形系數(shù)。zdu=cot5=tan5=—=2=2，1 2zd115=arctan2=63.432dz=-^2

v2mm20= v2 =—2 = =44.44，取z=45m(1-0.50) cos5 0.45 v2R2d—v2z==2=蘭=11.25，z二12（z在表10-5中無法查到，因此按比例的方法同時把齒數(shù)z，v1u2 22 v1 v1 1Z增大，z=16,z=32），按同樣的方法算得z=1&212v1z=70。v2由表10-5查得y二2.91,Fa13）查取應力校正系數(shù)。由表10-由表10-5查得y二1.53,Sa1y二1.75Sa2t14）計算半軸齒輪的F，行星齒輪的F。t1t2b二b二mz0 4二12.91,11R2b=mz0 =90.39,22R2bF1KFYYt1bF1KFYYt1―Fa2—Sa2—

bm(1-0.50)

2R皿8%22?88%103%也％小二488.23MPa,90.39%3.5%(1-0.5%0.33)b=488.23MPa<[b]，所以半軸齒輪強度合格。F1 F1KFYY1.438%9.53%103%2.91%1.53b二 12Fal―Sal—二 二MPa，F(xiàn)2bm(1-0.50) 12.91%3.5%(1-0.5%0.33)1Rb=262.59MPa<[b]，所以行星齒輪強度合格。F2 F1六、半軸的設計（一）半軸計算轉(zhuǎn)矩及桿部直徑根據(jù)工作條件，初選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。全浮式半軸只承受轉(zhuǎn)矩，全浮式半軸的計算載荷可按主減速器從動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩進一步計算得到。即TT二0.85x1736.717二1476.219j式中，g――差速器轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)，對于圓錐行星齒輪差速器可取0.85；T單位為N?m,已經(jīng)考慮到傳動系中的最小傳動比構成。9對半軸進行結構設計時，應注意如下幾點：桿部直徑可按照下式進行初選。式中，[t]——許用半軸扭轉(zhuǎn)切應力，MPa；d 半軸桿部直徑，mm。根據(jù)初選的d，按應力公式進行強度校核。（二）半軸強度校核計算半軸的扭轉(zhuǎn)切應力為式中，——半軸扭轉(zhuǎn)切應力，MPa；d 半軸直徑，mm。半軸的扭轉(zhuǎn)角為式中，0——扭轉(zhuǎn)角；1——半軸長度；1=600G——材料剪切彈性模量G=290MPa【卩――半軸斷面極慣性矩，1=空=3.14x254=38330.1。p32 32半軸的扭轉(zhuǎn)切應力考慮到安全系數(shù)在1.3~1.6范圍，宜為490?588MPa，單位長度轉(zhuǎn)角不應大于8°/m。

半軸花鍵計算半軸和半軸齒輪一般采用漸開線花鍵連接，對花鍵應進行擠壓應力和鍵齒切應力驗算。擠壓應力不大于200MPa，切應力不大于73MPa。1）半軸花鍵的剪切應力Ts1）半軸花鍵的剪切應力Ts4Tx103

~(dVD)zLb^4x1476.21X103(25+21)x16x40x3x0.75=89.14MPa式中： T 半軸計算轉(zhuǎn)矩，N?md半軸花鍵外徑，mmD——與之相配的花鍵孔內(nèi)徑，mmz 花鍵齒數(shù)L——花鍵工作長度，mmPb 花鍵齒寬，mm巾——載荷分配不均勻系數(shù)，計算時可取0.752）半軸花鍵的擠壓應力式中：T半軸計算轉(zhuǎn)矩，N?m9D 半軸花鍵外徑，mmd——與之相配的花鍵孔內(nèi)徑，mmz 花鍵齒數(shù)L——花鍵工作長度，mmPb 花鍵齒寬，mm巾——載荷分配不均勻系數(shù)，計算時可取0.75表4半軸花鍵參數(shù)符號名稱測得數(shù)據(jù)（mmz花鍵齒數(shù)16b花鍵齒寬3

L花鍵工作長度40D花鍵大徑L花鍵工作長度40D花鍵大徑25d花鍵小徑21C花鍵倒角尺寸1.0注:本計算采用機械工業(yè)出版社《機械設計課程設計》講述的計算方法。有七、滾動軸承的選擇關設計計算公式、圖表、數(shù)據(jù)引自書。滾動軸承的選擇根據(jù)載荷及速度情況，選用圓錐滾子軸承。半軸的結構設計，根據(jù)〃丄擠二30。選取30208半軸其基本參數(shù)查表12—4，C=43.2kN，C二50.5kN。r 0r八、差速器殼體的設計主減速器從動輪與差速器殼聯(lián)接螺栓計算主減速器從動錐齒輪接收到的轉(zhuǎn)矩為M=3398.458N.mX螺栓到從動輪中心的距離定為100mm選M16螺栓《課程設計》P100，螺母大徑e=26.8mm，（性能等級為8.8），初定12顆。每顆螺栓所傳遞的力F每顆螺栓所傳遞的力F=抽遼3398.45812x100x10-3=2832.05N由《機械工程切削手冊》P228—238可得出所選M16螺栓的小徑d=d-2+0.376=14.376mm1由《機械設計》P76：剪切強度4x剪切強度4x2832.053.14x14.3762=17.46MPa擠壓強度bpF擠壓強度bpFdxLmin2832.0514.376x(28-1.5x2)二7.880MPa（L為螺栓桿與孔壁擠壓面的最小高度，其中螺栓孔深度定為28mm，螺栓孔倒角min長度為1.5mm）螺紋聯(lián)接件的許用切應力為：《機械設計》P84選用鑄鐵材料口=二二200二40MPaS取值范圍是3.5?5S5 eTtLI二型二80MPa S取值范圍是2.0?2.5pS2.5 PP故：e<[e]滿足t<[t]滿足PP九、參考資料[1]《機械設計課程設計》，機械工業(yè)出版社，殷玉楓主編，2007年7月第一版；[2]《機械設計》，高等教育出版社，譚天昌、趙洪志主編，2004年7月第一版；《簡明機械設計手冊》，同濟大學出版社，洪鐘德主編，2002年5月第一版；《減速器選用手冊》，化學工業(yè)出版社，周明衡主編，2002年6月第一版；《工程機械構造圖冊》，機械工業(yè)出版社，劉希平主編侯洪生．《機械工程圖學》．北京：科學出版社，2001甘永立．《幾何量公差與檢測》．上海：科學