1、 机械与车辆学院汽车设计结课大作业（2014-2015 学年第一学期）设计题目 差速器的设计姓 名 吴少韩学 号 110403031001班 级 2011 级车辆工程 X 班任课教师 王思卓成 绩差速器的设计- 1 -目 录一 传动方案的拟定 .- 2-三、总体设计 - 2 -(一)传动比的分配 (二 ) 传动装置的运动和动力参数计算 四、传动零件的设计计算 - 4 -(一 )主减速器齿轮设计 .。(二)差速器齿轮的设计 。五、差速器的基本参数选择、设计与计算-12-六、半轴的设计 -18-七、滚动轴承的选择-21-八、差速器壳体的设计-21-九、本次课程设计的感受-22-十、参考资料-24-
2、差速器的设计- 2 -二.传动方案的拟定普通的对称式圆锥行星齿轮差速器差速器的设计- 3 -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)传动比的分配一档变比 ：主传动比：64.31i 5.30i总传动比： 921.0总（2）传动装置的运动和动力参数计算主减速器主动锥齿轮所传递的扭矩 m.216489.063140MNi主减速器从动锥齿轮所传递的扭矩： .7320总差速器转矩比为 41S（1）.MSB（2）mNB.7360联立两式得 ， 取 为
3、半轴齿轮s.5MB.40961mNMB.40961所接收的转矩主减速器主动锥齿轮转速 in/2.364.5/1rin主半轴齿轮转速 mpin89240/0 总差速器的设计- 4 -由差速器原理知 021n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 rmpn48.6920则当车辆转向时，半轴齿轮最大转速 ，最大转矩rmp48.69maxNM.40961max表 1 传动装置和动力参数名称 转速 n/（ ）1minr扭距/ mN传动比/i发动机最大扭矩/ 转速M.max4500 1401I 挡 4500 1403.64主减速器主动锥齿轮 1236.26 489.2163.55主减速器
4、从动锥齿轮 348.24 1736.717半轴齿轮 696.48 961.40四、传动零件的设计注: 注:本计算采用西北工业大学编机械设计 （第八版）讲述的计算方法。有关设计计算公式、图表、数据引自此书。（一） 、主减速器齿轮的基本参数选择、设计与计算差速器的设计- 5 -螺旋锥齿轮传动(图 a)的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。但是在工作中噪声大，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
5、声增大。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。本次课程设计采用螺旋锥齿轮传动 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的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。它是传动系中的薄弱环节。锥齿轮材料应满足如下要求：1)具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面具有高的硬度以保证有高的耐磨性。2)轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。3)锻造性能、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
6、合金材料时，尽量少用含镍、铬元素的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。（二） 、选择齿轮类型、材料和热处理、精度等级、齿轮齿数1)按传动方案选用直齿轮圆锥直齿轮传动2)主减速器受轻微冲击，速度不高，故选用 7 级精度（GB 10095-88） 。差速器的设计- 6 -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10300HBS(齿芯部).60HRC(齿面)4)选小齿轮齿数 ，则： ，取 。16z ,8.56.312zi主 572z1、按齿面接触强度设计由教材式( )进行试算，即a903 2121 )5.0(9. uKTZEdRRHt （1
7、）确定公式中各计算数值： 1）初选载荷系数 3.tK齿轮 7 级精度，由图 查得动载系数81025.1VK直齿轮， FH由表 查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，91015.beHFHK故载荷系数 438.15.2.HVA2) 计算小齿轮传递的转矩 m.6489.063140MNTi3）由表 选取齿宽系数7R4）由表 查得材料的弹性影响系数65）由图 按齿面硬度查得小齿轮的接触 疲劳强度极限e210 aEMPZ8.19；大齿轮的接触疲劳强度极限aHMP1lim H602lim6）由式 计算应力循环次数。3264.501n差速器的设计- 7 -，91 103.730812606 hjL
8、nN;5392i7）由图 取接触疲劳寿命系数系数 ，1091.0HNK93.02HN8）计算接触疲劳许用应力。取失效率为 ，安全系数 由式（10-12）得2.1S MPaaSHH 3.1.609K1limN1 aa2402.32li22 PHH67.121（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径 ，带入 中较小的值。td1H3 221 )5.0(9.2uKTZEdRRHt mt 25.76.3).01(3. 189467.128.3 2521 2）计算齿宽 b 及模数 ntmdt 84.9.03.1zmtnt 51.6271差速器的设计- 8 -h=2.25 =2.25 4.51=10.14mm，n
9、tm35.2hb3)按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径 1dmKdtt 72.43.1825.731计算模数 nm5.41672.zdn3.按齿根弯曲强度设计由式（ ）得弯曲强度的设计公式为20321)5.(4FSaRRYuZKTm（）确定公式内的各计算数值）由图 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲强d201 aFEMP10度极限 aFEMP）由图 取弯曲疲劳寿命系数8,86.01FNK,89.2FN）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 ，由( )得1S2 MPaKFENF 860086.11 SFEF 919.224)计算载荷系数 。K差速器的设计- 9 -438.15.2
10、.1FVAK）查取齿形系数。，6.tanco1221dzu 31.7456.arctn2.107.5cos)5.0(222 mdzRvv取整 ， ，12v 63122uzv 1vz由表 查得 ； 50971Fay0.Fay）查取应力校正系数。由表 查得 。152.1Sa.1Sa）计算半轴齿轮的 ，行星齿轮的tF2tF05.86.9721FSaY462FSa大齿轮的数值大。（）设计计算 3 225321 05.16.3).051(.004138)5.0(4 FSaRRYuZKTm=3.63mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 大于齿根弯曲疲劳计算的模数，由于m齿轮模数的大小主要取决于弯
11、曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的差速器的设计- 10 -承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3.63 并就近圆整为标准值 ， 4m所以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。所以，直齿锥齿轮的模数为 4取分度圆直径 ，修正齿数md72.1，取684.1Z19Z则 95.32计算中心距 mZa172)(21计算大、小齿轮分度圆直径计算齿轮宽度 mdb28.41圆整后取 ，B21（三） 、主减速器主动齿轮与从动齿轮的强度校核由式（ ）得弯曲强度的校核公式为：2310)5.(FFRSa
12、FtbmYK1） 因为其他参数都已知所以，只需计算主动齿轮的 ，从动齿轮的 ，齿宽 和1tF2tF1b2Zd621差速器的设计- 11 -， ， 93.4211umzbR 19.5622umzbR mNNzTdFRmt .104874873.0184)5.0( 311 ）（ 322 69.15682).( mRt ）（8）分别代入各参数，MPambYKFRSat 23.5083.501493.97281)5.0(1 ）（，所以主动锥齿轮强度合格。MPaPF62381F，abYRSaFt 30.128.05149.597628).0( 322 ）（，所以从动锥齿轮强度合格。aF03181F由式（
13、10-25）得接触疲劳强度的校核公式为： )5.01(5312HRREHudKTZ把上式求的参数带入得 强 度 合 格4.120956.37).051(3.04889521 HH MPa 强 度 合 格8).(. 322（四） 、主、从动直齿锥齿轮的具体参数表 2 主减速器主、从动直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表差速器的设计- 12 -序号 项目 计算公式 计算结果1 模数 m m=42 主动锥齿轮齿数 1z16，应尽量取最小值 19z3 从动锥齿轮齿数 2 6724 齿顶高 ha4ah5 齿根高 mf.18.f6 齿高 27 分度圆直径 21dz26871d8 分度圆锥角 21，211arctn
14、1290， 01.57429 外锥距 R 21sinsid13.R10 齿宽 b b）（ 35.02.25.b11 齿顶圆直径 21adcoszma 70846921ad12 齿根圆直径 21f 4.2f 653.21f13 齿顶角 21azasinrct 0217.a14 齿根角 21f f i4.2rt021.ff差速器的设计- 13 -15 顶锥角 21aaa021768a16 根锥角 21f ff0219.43ff五、差速器的基本参数选择、设计与计算注:本计算采用化学工业出版社汽车工程手册讲述的计算方法。有关设计计算公式、图表、数据引自书。1. 行星齿轮差速器的确定1）选择齿轮类型、精
15、度等级、材料及齿数选择直齿圆锥齿轮，选用 7 级精度，材料为 20CrMnTi（调质） ，硬度为 5862HRC,行星齿轮数目的选择 ,半轴齿轮齿数10Z20Z2）按齿根弯曲疲劳强度计算 321)5.0(4FSaRRYuZKTm确定计算参数由图（10-20d）查得齿轮弯曲疲劳强度极限 ，由图（10-18 ）MPaFE1021取弯曲疲劳寿命系数 ,86.01FNK89.02FN，tanco1221dzu43.6arctn2.45.0cos)5.0(222 mdzRvv取整 ， ， ( 在表 10-5 中无法查到，因此按42v .121uzv 12vzv差速器的设计- 14 -比例的方法同时把齿数
16、 ， 增大， ， )，按同样的方法算得 =18, 1z216z321vz=70。2vz由表 查得 ，5109.1Fay4.2Fay3）查取应力校正系数。由表 查得 ，53.1Sa75.12Sa取弯曲疲劳安全系数 ，由( )得0 MPaSKFENF 946186.11 FEF 709.22PaFF5.6210471.93.1FSaY.75.242FSa计算 ，圆整 3.513.047.120)3.51(3.045m按齿面接触疲劳强度计算 3 2121 )5.0(9.2uKTZEdRRHt 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强aHMP150lim度极限 aHMP152lim
17、差速器的设计- 15 - MPaSHH 13501509.K1limN1 aa93.2li22PHH5.1721计算小齿轮分度圆直径 mdt 92.71)3.051(3.0845.17289.3 21 为了能同时满足弯曲疲劳强度和接触疲劳强度，取最佳半轴齿轮的齿数，圆整为 21， ，圆整为 11.12mZt 5.21Z计算中心距 ma56)(2计算大、小齿轮的分度圆直径 mzd743921计算齿轮宽度bd5.1圆整后取 ，B2m172表 3 差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表序号 项目 计算公式 计算结果1 模数 m m=3.52 行星齿数 1z10，应尽量取最小值 1z差速器的设计- 16
18、-3 半轴齿数 =14252z 21z4 齿顶高 mha5.3ah5 齿根高 f.14f6 齿高 27.7 分度圆直径 21dz43921d8 分度圆锥角 21，211arctn1290，01756.329 外锥距 R 21sinsid408.9R10 齿宽 b b）（ 35.02.1b11 齿顶圆直径 21adcoszma 752ad12 齿根圆直径 21f 4.2f 0312f13 齿顶角 21azasinrct 02159.a14 齿根角 21f f i4.2rt0216.ff15 顶锥角 21aaa02193a16 根锥角 21f ff02157ff差速器的设计- 17 -差速器直齿锥
19、齿轮的强度计算差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，对疲劳寿命则不予考虑，这是因为行星齿轮在工作中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左、右驱动车轮有转速差时行星齿轮与半轴齿轮之间才有相对滚动的缘故。越野汽车的差速器齿轮的弯曲应力校核如下由式（ ）得弯曲强度的校核公式为；2310)5.(FFRSaFtbmYK其中，0.31.27301n 81 103.70815.306hjLnN;69.882iN212zi（）确定公式内的各计算数值）由图 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲强d01 aFEMP10度极限 aFEMP2）由图 取弯曲疲劳寿命系数8,86.01FNK,89.2FN）计算弯曲疲劳许用应
20、力。取弯曲疲劳安全系数 ，由( )得2.1S MPaaKFENF 3.78.08611 SFEF .152.1922差速器的设计- 18 -4)计算载荷系数 。K438.15.2.1FVA）查取齿形系数。，tanco1221dzu .62arctn2，取4.5.0cos)5.0(222 mdzRvv 452vz， ( 在表 10-5 中无法查到，因此按比例的方法同时.1421uv 1vzv把齿数 ， 增大， ， )，按同样的方法算得 =18, =70。1z61321vz2v由表 查得 ，509.2Fay4.Fay3）查取应力校正系数。由表 查得 ，153.1Sa75.12Sa4）计算半轴齿轮的
21、 ，行星齿轮的 。tFtFmNNdTFRmt .108.2.3.05134)5.01(2 31 ）（Rt .5.97628).( 322 ）（， ， 91.1uzbR 3.0212umzbR5）分别代入各参数，MPambYKFRSat 23.483.051.390784.)5.1( 3221 ）（差速器的设计- 19 -，所以半轴齿轮强度合格。23.481F1FMPa，MPambYKRSFt ）（ 3.051.3929248.)5.0(12，所以行星齿轮强度合格。961F2Fa六、半轴的设计(一) 半轴计算转矩及杆部直径根据工作条件，初选轴的材料为 45 钢，调质处理。全浮式半轴只承受转矩，全
22、浮式半轴的计算载荷可按主减速器从动锥齿轮计算转矩进一步计算得到。即 21.476.1385.0Tj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的最小传动比构成。对半轴进行结构设计时，应注意如下几点：杆部直径可按照下式进行初选。mTTd 258.421.768.21.05.2196.03333 式中，许用半轴扭转切应力，MPa；d半轴杆部直径，mm。根据初选的 ，按应力公式进行强度校核。(二) 半轴强度校核计算半轴的扭转切应力为差速器的设计- 20 -MPadT41.802514.3.7601633 式中， 半轴扭转切应力，MPa；d半轴直径，
23、mm。半轴的扭转角为26.41.38029547180pGlT式中， 扭转角；l半轴长度；l=600G材料剪切弹性模量 G=290MPapI半轴断面极惯性矩， 。1.3802514.3dlp半轴的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一般采用渐开线花键连接，对花键应进行挤压应力和键齿切应力验算。挤压应力不大于 200MPa，切应力不大于 73MPa。1）半轴花键的剪切应力 MPa14.8975.03416)25(.7)(043 bzLDdTps式中： 半轴计算转矩，Nmd半轴花键外径，mmD与之相配的花
24、键孔内径，mm差速器的设计- 21 -z花键齿数LP花键工作长度，mmb花键齿宽，mm 载荷分配不均匀系数，计算时可取 0.752）半轴花键的挤压应力 MPazLDdpc 57.4.03416)25(.78)(10T823 式中： 半轴计算转矩，NmD半轴花键外径，mmd与之相配的花键孔内径，mmz花键齿数LP花键工作长度，mmb花键齿宽，mm 载荷分配不均匀系数，计算时可取 0.75表 4 半轴花键参数七、滚动轴承的选择符号 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差速器的设计- 22 -注:本
25、计算采用机械工业出版社机械设计课程设计讲述的计算方法。有关设计计算公式、图表、数据引自书。滚动轴承的选择根据载荷及速度情况，选用圆锥滚子轴承。半轴的结构设计，根据 30。选半 轴d取 30208 其基本参数查表 124， ， 。kNCr2.3kr5.0八、差速器壳体的设计主减速器从动轮与差速器壳联接螺栓计算主减速器从动锥齿轮接收到的转矩为 mNMX.45839螺栓到从动轮中心的距离定为 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。每颗螺栓所传递的力 NTF05.28310245.39102从由机械工程切削手册P2282
26、38 可得出所选 M16 螺栓的小径 d =d-12+0.376=14.376mm由机械设计P76：剪切强度 MPadF46.173.14.052822挤压强度 Lp 80.).(.min(L 为螺栓杆与孔壁挤压面的最小高度，其中螺栓孔深度定为 28mm，螺栓孔min倒角长度为 1.5mm)螺纹联接件的许用切应力为：机械设计P84 选用铸铁材料差速器的设计- 23 -取值范围是 3.55MPaSs4052S取值范围是 2.02.5Ps8.P故 ： 满足 满足P九、本次课程设计的感受通过将近三个月的不懈努力，我自己动手设计的差速器终于圆满完成。这是大学以来我们花时间最多的第二个自己真正动手演练的
27、实践，从刚开始的无从下手，到现在的圆满结束，让我体会到了无数的困难和失败，但都被我一一的克服。通过这样的一个过程，我们了解并实践了机械设计的基本过程。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的学科，虽然是自己设计，但是要遵循很多标准。机械设计的过程实际上就是一个不断用标准来完善的过程，而且在设计时要首先作一些假设，通过后面的设计进行比对，重复修改，不断完善。要想设计出一件好的产品需要我们手头有完善的标准和经验。经过这次训练，我们积累了一些经验，同时更加熟悉了 AutoCAD 软件的运用，通过这次训练，我接触到了 CAD 软件的更多模块，对其使用更加熟练。针对我个人的设计，我谈一下优缺
28、点：优点：这次的机械设计课程设计的时间比较长，难度也比较大，而且有很大的计算量，在设计的过程中遇到了很多问题，但我还是坚持下来直到最后的成功。这个单级差速器的体积比较庞大，在传动的过程中会产生很大的扭矩和弯矩，经校核其扭矩和弯矩都符合要求，也没有产生任何干涉，齿轮啮合的也很合理。缺点：在设计的过程中有一些细节上的部位没有做好，有些也没有按照国家的标准来做，只是凭着自己的感觉大概的建出来，没有太多的根据。计算出齿轮的厚度也很大，导致后面建出来的箱体也很大，这些都可以通过进一步的计算和验算来减小总体的尺寸，达到最佳的优化效果.总的来说，这次课程设计使我积累了不少经验，让我学会了独立解决问题，发现问
29、题，分析问题的能力，通过学习，学会了熟练掌握国家标准机械制图中的相关内容，并能熟练查阅机械设计手册和有关参考资料，巩固了大一所学的 CAD 制图软件，熟练的掌握零件图和装配图的绘制方法，为随后的课程设计毕业设计打下了结实的基础，并且差速器的设计- 24 -使自己的学风培养得更加严谨，但是在设计中也难免存在着一些问题，希望老师指出不足的地方，让我做出进一步的修改和学习，使我在实践中不断成长，使自己能得到更好的锤炼。最后，我在此感谢我的组员、指导老师给我的帮助，给我的纠正。十、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，2007 年 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，2004 年 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，2002 年 5 月第一版；4减速器选用手册 ，化学工业出版社，周明衡主编，2002 年 6 月第一版；5工程机械构造图册 ，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，20017 甘永立 几何量公差与检测 上海：科学技术出版社， 20058云，周蓓蓓，吴勇，刘怡 ， 计算机辅助设计与绘图 AutoCAD 2005 教程及实验指导（第二版） . 北京：高等教育出版社，20069 郑建中.机器测绘技术. 北京:机械工业出版社,2001
