差速器参考示例

课程设计的任务：

任务安排：

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0.96

η=；

w

(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17年（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 1.15

s=------1.4之间选取；

(10)安全系数为n=1.2-----1.35之间选取；

(11)其余参数查相关手册；

第一章主减速器齿轮设计

1.1齿轮的材料

汽车主减速器齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和l 6SiMn2WMoV等。

1.2主减速器齿轮主要参数的选择

主减速器齿轮的主要参数有主、从动齿轮齿数1z和2z、从动锥齿轮大端分度圆直径

d和端面模数n m主、从动锥齿轮齿面宽1b等。

2

1.2.1选定主减速器从动齿轮类型、精度及其材料

1）类型: 根据题目要求选用单级主减速器从动齿轮选用标准斜齿圆柱齿轮，有较大的冲击载荷故加工成齿面。

2) 精度等级：家用轿车属于轻型轿车，故选用7级精度。

综上所述主减速器主动齿轮选用渗碳合金钢制造。在此，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，其洛式硬度为56 ~62HRC，接触疲劳极限1500MPa，弯曲疲劳极限850MPa。

1.2.2主减速器主动齿轮的支撑方案选择

1.2.3主、从动锥齿轮齿数1z和2z选择

主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：

对于单级主减速器，当0i较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数取值小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。当0i≥6时，1z的最小值可取为5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，1z最好大于5。当0i较小(如0i=3.5~5)时，引可取为7~12，但这时常常会因主、从动齿轮齿数太多、尺寸太大而不能保证所要求的桥下离地间隙。为了磨合均匀，主、从动齿轮的齿数1z，2z之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不少于40，对于轿车应不少于50。

根据以上原则，查阅相关资料取：

主动轮齿数

z=16；

1

从动轮齿数

z=59；

2

主传动比i=3.7；

齿数比：u=59/16=3.6875；

1.3 总体设计

1.3.1 各参数的确定

各级转速：

n=4000r/min

发动机输出转速

发

变速箱输出转速（主减速器输入转速）

m in /4.91129m in /54

.34000

54

.31r r n n ==

=

发 主减速器输出转速min /24.306min /6875

.34

.911296875.310r r n n === 各级功率：

主减速器主动齿轮的功率：

kw w ax 96.7296.076N P m 1=⨯=*=η

发动机输出功率：

kw .47659kw 9550

4000

1429550

T P =⨯=

*=

发发η kw .157kw 96.076.459P P 1=⨯=*=η发

各级转矩：

m •=N 142T 发

主动齿轮的转矩：m N m n P •=•⨯=⨯=

6.482N 94

.11291

.5795509550T 111 1.3.2 按齿根弯曲疲劳强度设计

按机械设计公式（6-26）[]3S F 21d 21n cos 2m ⎪⎪⎭

⎫

⎝

⎛Φ≥F Y Y Z Y Y KT σεβα

αβ······（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5.1K =A ，故初选载荷系数2K =

2）1T ——主动齿轮上的转矩

mm N m N m n P •⨯=•=•⨯=⨯=

511110826.46.482N 94

.11291

.5795509550T

3）βY ——螺旋角系数，由图(6-28)查取：βY =0.90;

β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，

目前采用大螺旋角，故取β=15°) 4) εY ——重合度系数，由公式（6-13）

=+

=a

Y εε75

.025.082.700

75.175

.025.0=+

其中端面重合度a ε由公式（6-7）

βεcos 112.388.121⎥⎦

⎤⎢⎣⎡

⎪

⎪⎭⎫

⎝⎛+-=z z a =075.115cos 591161

2.388.1=︒⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+-其中端面重合度βε由公式（6-21）下式中

βφπβ

εβtan d 18.30sin b 1***==

Z m

=0.318×0.6×16×tan15°=0.818 5）d Φ——齿宽系数，由表（6-6）硬齿面且非对称布置取d Φ=0.6

6）Fa Y ——齿形系数，标准齿轮，变形系数X=0，且按当量齿数v Z 由图（6-19）查得1Fa Y =2.92，2Fa Y =2.24 当量齿数：

5.71715

cos 16

cos Z Z 3

3

1

1v ===β

7.46515

cos 59

cos Z Z 33

2

2v ===β

1v Z 和2v Z 均大于17，满足不根切条件。

7）a S Y ——修正应力系数，按当量齿数v Z 由图（6-20）查得1a S Y =1.53，

2Sa Y =1.74 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

=1FE σ8502=FE σMPa

由公式（6-16）计算弯曲疲劳许用应力Fmin

N Y ][S FE

F σσ⋅= 式中

FE σ——弯曲疲劳强度极限，由机械设计基础(第五版)表11-1查得