差速器课程设计说明书文档格式.docx
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9.1.1行星齿轮数目的确定9
9.1.2行星齿轮球面半径的确定以及节锥距的计算9
9.2行星齿轮的设计和选择11
9.2.1行星齿轮和半轴齿轮齿数的确定11
9.2.2差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定12
9.2.4行星齿轮安装孔的孔径和孔长度的确定12
9.2.5差速器齿轮的几何计算图表13
9.2.6差速器齿轮的强度计算15
9.3差速器齿轮材料的选择16
9.4差速器行星齿轮轴的设计计算17
9.4.1行星齿轮轴的分类及选用17
9.4.2行星齿轮轴的尺寸设计17
9.4.3行星齿轮轴材料的选择18
9.5差速器标准零件的选用18
参考文献19
致谢20
1.引言
1.1差速器的功用和分类
差速器的功用是当汽车转弯行驶或在不平路面上行驶时,使左右驱动车轮以不同的角速度滚动,以保证两侧驱动车轮与地面间作纯滚动运动。
现在差速器的种类趋于多元化,功用趋于完整化。
目前汽车上最常用的是对称式锥齿轮差速器,还有各种各样的功能多样的差速器,如:
防滑差速器、强制锁止式差速器、高摩擦自锁式差速器、托森差速器、行星圆柱齿轮差速器。
1.2原始数据及设计要求
1.2.1原始数据
序号
额定装载质量
(kg)
最大总质量
最大车速
(km/h)
比功率
(kw/t)
比转矩
(N.m/t)
3
1000
2100
100
21
39
1.2.2设计要求
(1)根据已知数据,确定轴数,驱动形式,布置形式,注意国家道路交通法规规定和汽车设计规范。
(2)确定汽车主要参数。
1)主要尺寸,可从参考资料中获取。
2)进行汽车轴荷分配。
(3)选定发动机功率、转速、扭矩,可参考已有车型。
(4)离合器的结构形式选择,主要参数计算。
(5)确定传动系最小传动比,即主减速器传动比。
(6)确定传动系最大传动比,从而计算出变速器最大传动比。
(7)机械式变速器型式选择,主要参数计算,设置合理的档位数,计算出各档的速比。
(8)驱动桥结构型式,根据主减速器的速比,确定采用单级或双级主减速器。
2.总布置设计
2.1轴数确定
因为汽车最大总质量为2100kg,小于19t,所以采用结构简单、制造成本低廉的两轴方案。
2.2驱动形式
因为总质量较小,所以采用结构简单、制造成本低的4×
2驱动形式。
2.3布置形式
为充分发挥前置发动机后桥驱动的优势:
便于发动机的维修,离合器、变速器操纵机构简单,前、后车桥载荷分配合理,牵引性能比前置前驱型式优越,转向轮是从动轮,转向机构结构简单、便于维修等,选择前置发动机后桥驱动。
3确定汽车主要参数
3.1主要尺寸
1)轴距、轮距
汽车总质量m=2.1t,1.8<
m<
6.0,根据教材表1-2,选择轴距L=2800mm,轮距B=1420,B=1400mm。
2)外廓尺寸
两轴式货车m<
3500kg,选择L=6000mm,B=2500mm,
H=4000mm
3)前悬、后悬
轻型、中型货车后悬一般控制在1200~2200mm,所以取后悬L=1800mm,则前悬L=L-L-L=6000-1600-2800=1400mm
3.2轴荷分配
汽车满载情况下总质量m=2.1t,根据教材表1-6,选择前轴40%,后轴60%。
4.选定发动机参数
(1)发动机最大功率
P21×
2.1=44.1kw
(2)发动机转矩
选择柴油发动机,则发动机转矩T392.1=81.9N·
m
(3)发动机转速
==5142r/min
可取上述数值。
5.离合器选择与计算
5.1离合器的选择
由于所设计商用车总质量小于6t,所以可以选择单片膜片弹簧离合器
5.2离合器主要参数计算
1)后备系数
根据教材表2-1,总质量小于6t,取=1.5
2)单位压力
选择粉末冶金材料,可以取=0.4
3)摩擦片外径、内径、厚度
外径可根据经验公式,
取=17,代入上式=154mm
取d/D=0.6,则d=D=154×
0.6=92.4mm
取厚度b=3.2mm
4)摩擦因数、摩擦面数、离合器间隙
摩擦面数Z=2;
选择铁基粉末冶金材料,摩擦因数f=0.4;
离合器间隙
6.确定传动系最小传动比
该汽车可采用单级主减速器,以直接挡为最高挡,
选择轮胎为215/70R150.332,对应轮胎的滚动半径大约为
r=(215×
70%+15×
25.4/2)=342mm=0.34m
根据公式u=0.377,
其中,u=100km/h,r=0.34m,
i=1,n=5142r/min
代入公式可得i=6.6
则系统的最小传动比为主减速器传动比i=i=6.6
7.最大传动比的确定
根据公式,
其中G=mg=2100×
9.8=20580N,f=0.02,=16.7,r=0.34m,T=81.9N·
m,i=6.6,=90%带入上式可得
i=4.4
则传动系最大传动比为i=i·
i=4.4×
6.6=29
8.驱动桥结构形式
采用非断开式驱动桥,单级弧齿锥齿轮主减速器。
9.对称式行星齿轮差速器的设计计算
9.1对称式差速器齿轮参数的确定
9.1.1行星齿轮数目的确定
行星齿轮数目需要根据承载情况来选择,在承载不大的情况下可以取两个,反之则取四个。
此汽车选择四个行星齿轮即。
9.1.2行星齿轮球面半径的确定以及节锥距的计算
行星齿轮背面的球面半径是行星齿轮的基本尺寸参数,其反映了差速器圆锥齿轮节锥距的大小和承载能力。
可以根据如下经验公式确定:
式中:
是行星齿轮球面半径系数,=2.5~2.97,对于有四个行星货车取2.7.
T是差速器计算转矩,,
是球面半径
从动锥齿轮计算转矩
上式中:
是计算转矩,,
是由于猛接离合器而产生的动载系数,对于性能系数的汽车(一般货车,矿用汽车,越野车),取
是发动机最大转矩,T=81.9N·
是液力变矩器变矩系数,
是变速器一档传动比,i=4.4
是分动器传动比,
是主减速器传动比,i=6.6
是从发动机到主减速器从动齿轮之间的传动效率,
是驱动桥数,
代入上式中,得T==3556N·
是计算转矩,
是满载状态下一个驱动桥上的静负荷,G=20580N×
60%=12348N
是汽车在发出最大加速度时的后桥负荷转移系数,一般乘用车为1.2~1.4,货车为1.1~1.2,此处取1.1。
是轮胎与地面间的附着系数,对一般轮胎的公路用车,可取,是轮胎的滚动半径,r=0.34m
是主减速器从动锥齿轮到车轮间的传动比,i=1。
是主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率,当无轮边减速器时,,
代入式中,得T==3925N·
,T=min(T,T)=3556N·
将以上数据代入式(3-1)中,得:
R=2.7×
=41.2mm
将圆整为42mm,锥齿轮的节锥距一般稍小于,即
A=(0.98~0.99)R=(41.16~41.58)mm
所以预选其节锥距A=41m
9.2行星齿轮的设计和选择
9.2.1行星齿轮和半轴齿轮齿数的确定
为了使齿轮有较高的强度,希望取较大的模数,因此行星齿轮的齿数应该尽可能少,但一般不少于10,半轴齿轮的齿数一般采用14~25之间。
汽车半轴齿轮与行星齿轮的齿数之比大多在1.5~2的范围内。
为了使四个行星齿轮能同时与两个半轴齿轮啮合,两个半轴齿轮的齿数和必须能被行星齿轮数整除,否则差速器齿轮不能装配。
综上所述,即,
是差速器行星齿轮的齿数,
是差速器半轴齿轮的齿数,
和分别是差速器左、右半轴齿轮的齿数,对于对称式锥齿轮差速器来说,,
是行星齿轮的数目,,
是任意整数
根据上述可在此取满足以上要求。
9.2.2差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定
1)初步确定行星齿轮节锥角和半轴齿轮节锥角
2)确定圆锥齿轮大端端面模数
大端端面模数按圆锥齿轮的标准模数系列选取,查表得
3)确定半轴齿轮的节圆直径
9.2.3压力角
目前,汽车差速器的齿轮大都采用的压力角,齿高系数为0.8。
行星齿轮的最小齿数可减少到10,并且在行星齿轮齿顶不变尖的条件下,还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚,从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。
由于这种齿形的最小齿数比压力角为的少,在此选的压力角。
9.2.4行星齿轮安装孔的孔径和孔长度的确定
行星齿轮安装孔的孔径与行星齿轮轴的名义尺寸相同,而行星齿轮安装孔的长度就是行星齿轮在其轴上的支承长度,通常取:
行星齿轮安装孔的孔径和孔长度的选择要保证挤压强度要求:
即
由上面各式可得:
是差速器的计算转矩,T=3556N·
m
是行星齿轮轴孔中心到节锥顶点的距离,约为半轴齿轮齿面宽中点处平均直径的一半,即,为半轴齿轮齿面宽中点处的直径,而,即,
是行星齿轮数目,
是许用挤压应力,
是行星齿轮安装孔的长度,
是行星齿轮安装孔的孔径
将上述各计算结果代入上式中,可得:
则取,
9.2.5差速器齿轮的几何计算图表
差速器几何计算图表
名称
符号
计算公式
计算结果
1
行星齿轮齿数
应尽量取最小值
2
半轴齿轮齿数
且需满足式(3-4)(3-5)
模数
4
齿面宽
5
工作齿高
6
全齿高
7
压力角
8
轴交角
9
节圆直径
10
节锥角
11
节锥距
12
周节
13
齿顶高
14
齿根高
15
径向间隙
16
齿根角
17
面锥角
18
根锥角
19
齿顶圆直径
20
齿根圆直径
分度圆齿厚
22
齿侧间隙
9.2.6差速器齿轮的强度计算
差速器的行星齿轮和半轴齿轮虽然一直处于啮合状态,但是它们并不是一直处于相对转动状态,只是在左右车轮转速不同时才发生相对转动。
而在汽车正常行驶中,这种情况还是相对较少的。
因此,这些齿轮齿面的接触疲劳破坏一般并不发生,主要是轮齿弯曲破坏问题。
在汽车设计中只进行轮齿弯曲强度计算,轮齿弯曲应力为
是弯曲应力,
是半轴齿轮计算转矩,
T=0.6T=0.6×
3556=2133.6
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