汽車設計課程設計說明書PAGE1 ---目錄普通錐齒輪差速器設計………11關鍵字………………22車型數據……………22.1參數表…………22.2個人具體設計內容的參數……………………23普通圓錐齒輪差速器設計……………23.1對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理……33.2對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構…………43.3對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計和計算…………………53.3.1差速器齒輪的基本參數的選擇…………53.3.2差速器齒輪的幾何計算…………………83.3.3差速器齒輪的強度計算………………93.3.4差速器齒輪的材料………104半浮式半軸的設計……………………114.1半浮式半軸結構形式分析……………………114.2半浮式半軸桿部半徑的確定…………………164.3半軸花鍵的強度計算…………1934.4半軸其他主要參數的選擇……………………144.5半軸的結構設計及材料與熱處理……………2055參考文獻……………15普通錐齒輪差速器設計1關鍵字差速器行星齒輪半軸發動機參數：發動機型號

TU5JP4排氣量（l）

1.587發動機形式

直列4缸，DOHC雙頂置凸輪軸，每缸4氣門缸徑X沖程

78.5mmX82.0mm材料

全鋁缸蓋、鑄鐵缸體功率（Kw/rpm）

78/5750最大扭矩(N·m/rpm)

142/4000升功率(Kw/l)

49.15壓縮比

10.5車型數據標致206XT汽車布置方式前置前驅總長(單位:mm)3873總寬(單位:mm)1673總高(單位:mm)1435軸距(單位:mm)2443前輪距(單位:mm)1435后輪距(單位:mm)1426整備質量kg1070總質量kg1567發動機型式汽油四缸排量（L）1587最大功率（KW）78最大轉矩（Nm）142壓縮比（選填）10.5離合器變速器檔數五速手動速作用，而半軸角速度等于差速器殼3的角速度。當行星齒輪4除公轉外，還繞本身的軸5以角速度自轉時（圖），嚙合點A的圓周速度為=+，嚙合點B的圓周速度為=-。于是+=（+）+(-)即+=2（2-1）若角速度以每分鐘轉數表示，則（2-2）式（2-2）為兩半軸齒輪直徑相等的對稱式圓錐齒輪差速器的運動特征方程式，它表明左右兩側半軸齒輪的轉速之和等于差速器殼轉速的兩倍，而與行星齒輪轉速無關。因此在汽車轉彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應轉速自轉，使兩側驅動車輪以不同轉速在地面上滾動而無滑動。有式2-2）還可以得知：=1\*GB3①當任何一側半軸齒輪的轉速為零時，另一側半軸齒輪的轉速為差速器殼轉速的兩倍；=2\*GB3②當差速器殼的轉速為零（例如中央制動器制動傳動軸時），若一側半軸齒輪受其它外來力矩而轉動，則另一側半軸齒輪即以相同的轉速反向轉動。3.2普通錐齒輪式差速器的結構普通錐齒輪式差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪，四個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成。如圖3-2所示。由于其具有結構簡單、工作平穩、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優點，故廣泛用于各類車輛上。圖2-2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3.3對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計和計算由于在差速器殼上裝著主減速器從動齒輪，所以在確定主減速器從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器的輪廓尺寸也受到主減速器從動齒輪軸承支承座及主動齒輪導向軸承座的限制。3.3.1普通錐齒輪式差速器齒輪的基本參數的選擇1.行星齒輪數目的選擇轎車中常用兩個行星齒輪，現先取標致206XT乘用車采用2個行星齒輪。2.行星齒輪球面半徑的確定圓錐行星齒輪差速器的結構尺寸，通常取決于行星齒輪的背面的球面半徑，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代表了差速器圓錐齒輪的節錐距，因此在一定程度上也表征了差速器的強度。球面半徑可按如下的經驗公式確定：mm(2-3)式中：——行星齒輪球面半徑系數，可取2.5～3.0。根據《汽車設計》對于有4個行星齒輪的乘用車和商用車取最小值，對于有兩個行星齒輪的乘用車及四個行星齒輪的越野車和礦用車去最大值，所以對于有2個行星齒輪的標致206XT乘用車汽車取大值；T——計算轉矩，取Tce和Tcs的較小值，N·m.計算轉矩的計算（2-4）式中——車輪的滾動半徑，其中輪胎類型與規格（km/h)為：185/65R14輪輞直徑14英寸=355.6mm，185是輪胎斷面寬度，輪胎斷面高就是185*0.65=120.25mm，185/65的輪胎直徑就是:355.6+120.25*2=596.1mm。當然實際的和理論的回略微有差異，但差異會在2~3mm以內，否則會容易產生跑偏等問題。胎高指的是胎面到輪輞之間的厚度。根據《汽車理論》經驗公式：滾動半徑公式：r=（式中F為計算常數子午線輪胎F=3.05；普通斜交輪胎F=2.99）igh——變速器量最高檔傳動比（對于武當變速器即為直接檔）。igh=1根據所選定的主減速比i0值，就可基本上確定主減速器的減速型式（單級、雙級等以及是否需要輪邊減速器），并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應。把nn=6000r/n,=185km/h,=0.289m,igh=1代入（2-4）計算出=3.53①按發動機最大轉矩和一檔傳動比來確定：（2-5）式中：Tce—計算轉矩，單位N.m；Temax—發動機最大轉矩；Temax=142N.m；n—計算驅動橋數，n=1；—發動機到所計算主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比（包括變速器一檔傳動比i1，主減速器傳動比i0）即；i0—主減速器傳動比，i0=3.53；—傳動部分的傳動效率，η=0.9；—超載系數，=1；Kd—為猛接離合器所產生的動載系數，因此車性能系數，取Kd=1；i1—變速器一擋傳動比，轎車一般為3-4，取i1=3.7；代入式（2-5），有：②按驅動輪打滑來計算：—汽車后橋靜負荷；根據標致206的參數表有總質量，顯然驅動橋最大靜負荷與軸荷分布有關，汽車的軸荷分布可以用當汽車滿載靜止時，各車軸占滿載總質量的百分比表示，根據王望予《汽車設計》表1-6：取滿載最大軸荷分配53%，則有—后軸負載轉移系數，乘用車的后軸負載轉移系數一般為，計算時取=1.2。；—附著系數，對于安裝一般的輪胎公路用車，在良好的混泥土或瀝青路上附著系數取0.85；—主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比，=1；—主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動效率，η=1；根據上式=3.0mm所以預選其節錐距A=取A=35.0mm。3.行星齒輪與半軸齒輪的選擇為了獲得較大的模數從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數盡量少。但一般不少于10。半軸齒輪的齒數采用14～25，大多數汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數比/在1.5～2.0的范圍內。差速器的各個行星齒輪與兩個半軸齒輪是同時嚙合的，因此，在確定這兩種齒輪齒數時，應考慮它們之間的裝配關系，在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左右兩半軸齒輪的齒數，之和必須能被行星齒輪的數目所整除，以便行星齒輪能均勻地分布于半軸齒輪的軸線周圍，否則，差速器將無法安裝，即應滿足的安裝條件為：(2-6)式中：，——左右半軸齒輪的齒數，對于對稱式圓錐齒輪差速器來說，=——行星齒輪數目；——任意整數。在此=12，=20滿足以上要求。4.差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節圓直徑的初步確定首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節錐角，==30.96°=90°-=59.03°再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數mm===參考《機械制圖》取m=4mm。得=48mm=4×20=80mm5.壓力角α過去汽車差速器齒輪都選用20°的壓力角，這是齒高系數為1，而最小齒數13。目前，汽車差速器的齒輪大都采用22.5°的壓力角，齒高系數為0.8。最小齒數可減少到10，并且在小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的條件下，還可以由切向修正加大半軸齒輪的齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。由于這種齒形的最小齒數比壓力角為20°的少，故可以用較大的模數以提高輪齒的強度。在此選22.5°的壓力角。行星齒輪安裝孔的直徑及其深度L差速器行星齒輪安裝孔直徑及其深度L差速器行星齒輪安裝孔直徑及其深度L行星齒輪的安裝孔的直徑與行星齒輪軸的名義尺寸相同，而行星齒輪的安裝孔的深度就是行星齒輪在其軸上的支承長度，通常取：式中：——差速器傳遞的轉矩，N·m；在此取472.86N·m——行星齒輪的數目；在此為2——行星齒輪支承面中點至錐頂的距離，mm，≈0.5d，d為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而d≈0.8；——支承面的許用擠壓應力，在此取69MPa根據上式=64mm=0.5×64=32mmmm≈21.0mm3.3.2差速器齒輪的幾何計算表3-1汽車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行星齒輪齒數≥10，應盡量取最小值=122半軸齒輪齒數=14～25，且需滿足式（1-4）=203模數=4mm4齒面寬b=(0.25～0.30)A;b≤10m1022mm5工作齒高=6.4mm6全齒高7.2037壓力角22.5°8軸交角=90°9節圓直徑；10節錐角，=30.96°，11節錐距=35.0mm12周節=3.1416=12.56mm13齒頂高;=4.14mm=2.25mm14齒根高=1.788-;=1.788-=3.012mm;=4.9mm15徑向間隙=-=0.188+0.051=0.803mm16齒根角=;=4.92°;=7.97°17面錐角；=38.93.°=63.95°18根錐角；=26.04°=51.06°19外圓直徑；mmmm續表3.3.3差速器齒輪的強度計算差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經常處于嚙合狀態，而對于疲勞壽命則不予考慮，這是由于行星齒輪在差速器的工作中經常只起等比推力桿的作用，僅在左右驅動車輪有轉速差時只有當汽車轉彎或左右輪行駛不同的路程時，或一側車輪打滑而滑轉時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度校核,，輪齒彎曲強度為MPa(3-6)式中：——差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉矩，其計算式在此為1669.07N.m；——差速器的行星齒輪數；——半軸齒輪齒數；——超載系數，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動的各類汽車=1；——尺寸系數，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關，當端面模數ｍ時，，在此＝0.629——載荷分配系數，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，＝1.00～1.1；一個齒輪用騎馬式支承時取1.10～1.25。支承剛度大時取最小值。——質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節及徑向跳動精度高時，可取1.0;——計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數，由圖1-1可查得=0.215圖1-2彎曲計算用綜合系數F--齒面寬，取F=1.533X25.4/3=13mm根據上式=所以，差速器齒輪滿足彎曲強度要求。此節內容圖表參考了著作文獻[1]中差速器設計一節。3.3.4差速器齒輪的材料差速器齒輪和主減速器齒輪一樣，基本上都是用滲碳合金鋼制造，目前用于制造差速器錐齒輪的材料為20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齒輪輪齒要求的精度較低，所以精鍛差速器齒輪工藝已被廣泛應用。4半浮式半軸設計1、半浮式半軸尺寸計算半軸的主要尺寸是它的直徑，設計與計算時首先應合理地確定其計算載荷。計算車輪附著力矩：式中——驅動橋最大靜負荷；——負荷轉移系數；——車輪滾動半徑；——附著系數；根據標致206的參數表有總質量，顯然驅動橋最大靜負荷與軸荷分布有關，汽車的軸荷分布可以用當汽車滿載靜止時，各車軸占滿載總質量的百分比表示，根據王望予《汽車設計》表1-6：取滿載最大軸荷分配53%，則有乘用車的后軸負載轉移系數一般為，計算時取1.2。對于安裝一般的輪胎公路用車，在良好的混泥土或瀝青路上附著系數取0.85。所以有扭轉切應力：為估算半軸的尺寸，現先取，則暫時取，d=29mm扭轉角：式中：d——半軸直徑，l——半軸長度，——半軸斷面極慣性矩G——材料的切變橫量，鋼的G＝80GPa（實心圓軸）從上式得出所以，根據后輪距，取半軸長度=700mm驅動半軸位于傳動系的末端，其基本功用是接受從差速器傳來的轉矩并將其傳給車輪。對于非斷開式驅動橋，車輪傳動裝置的主要零件為半軸；對于斷開式驅動橋和轉向驅動橋，車輪傳動裝置為萬向傳動裝置。萬向傳動裝置的設計見第四章，以下僅講述半軸的設計。4.1半浮式半軸結構形式分析根據課題要求確定半軸采用半浮式半軸結構，具體結構采用以突緣直接與車輪輪盤及制動鼓相聯接參考文獻[1]圖9-99（b）。半浮式半軸(圖5—28a)的結構特點是半軸外端支承軸承位于半軸套管外端的內孔，車輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉矩外，其外端還承受由路面對車輪的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半軸結構簡單，但所受載荷較大，只用于轎車和輕型貨車及輕型客車上。受力如圖：4.2半浮式半軸桿部半徑的確定半軸的主要尺寸是它的直徑，設計與計算時首先應合理地確定其計算載荷。半軸的計算應考慮到以下三種可能的載荷工況：（1）縱向力X2最大時(X2＝Z2)，附著系數預取0.85，沒有側向力作用；（2）側向力Y2最大時，其最大值發生于側滑時，為Z2中，，側滑時輪胎與地面的側向附著系數，在計算中取1.0，沒有縱向力作用；（3）垂向力Z2最大時，這發生在汽車以可能的高速通過不平路面時，其值為(Z2-gw)kd，kd是動載荷系數，這時沒有縱向力和側向力的作用。由于車輪承受的縱向力、側向力值的大小受車輪與地面最大附著力的限制，即 故縱向力X2最大時不會有側向力作用，而側向力Y2最大時也不會有縱向力作用。初步確定半軸直徑在0.023m該值參考文獻[2]半浮式半軸設計應考慮如下三種載荷工況：縱向力最大，側向力為0：此時垂向力，取8139.0N縱向力最大值，計算時可取1．2，取0．85。得=4150.89N=4883.40N半軸彎曲應力，和扭轉切應力為式中，a為輪轂支承軸承到車輪中心平面之間的距離，a取0.06m=(2)側向力最大，縱向力=0，此時意味著發生側滑：外輪上的垂直反力。和內輪上的垂直反力分別為式中，為汽車質心高度參考一般計算方法取585mm；為后輪距=1426mm；為側滑附著系數，計算時可取1.0。外輪上總側向力和內輪上總側向力分別為內、外車輪上的總側向力為。這樣，外輪半軸的彎曲應力和內輪半軸的彎曲應力分別為(3)汽車通過不平路面，垂向力最大，縱向力，側向力：此時垂直力最大值為：式中，是為動載系數，轎車：，貨車：，越野車：。半軸彎曲應力，為故校核半徑取rr=0.040m滿足合成應力在600mpa-750mpa范圍4.3半軸花鍵的強度計算參照國家標準GB/T1144-2001半軸上的花鍵在計算半軸在承受最大轉矩時還應該校核其花鍵的剪切應力和擠壓應力。半軸花鍵的剪切應力為（3-1）半軸花鍵的擠壓應力為（3-2）式中T——半軸承受的最大轉矩，T=1669.07Nm；DB——半軸花鍵(軸)外徑，DB=33mm；dA——相配的花鍵孔內徑，dA=29mm；z——花鍵齒數，在此取6；Lp——花鍵工作長度，Lp=65mm；b——花鍵齒寬，b=7mm；——載荷分布的不均勻系數，齒數多少有關，一般取0.7-0.8，齒數多時取偏小值，取=0.8。將數據帶入式（3-1）、（3-2）得：=49.31MPa=172.57MPa根據要求當傳遞的轉矩最大時，半軸花鍵的切應力[]不應超過71.05MPa，擠壓應力[]不應超過196MPa，以上計算均滿足要求。上述花鍵部分主要參考著作圖書文獻[3]表4-34.4半軸其他主要參數的選擇花鍵參數：齒數：20齒，模數：1.5,油封外圓直徑：Φ60,Φ65

半軸長度：744.5參考文獻（2）第四章第三節

法蘭參數：5-Φ16.2B10,分布圓Φ120

十孔位置度