汽车差速器3D三维CATIA模型图纸

喜欢就充值下载吧。。资源目录里展示的文件全都有，，请放心下载，，有疑问咨询QQ:1064457796或者1304139763 ==================== 喜欢就充值下载吧。。资源目录里展示的文件全都有，，请放心下载，，有疑问咨询QQ:1064457796或者1304139763 ==================== 设计题目为轿车后桥差速器设计 表1-1 车型 发动机Nmax 发动机Mmax I档变比 主传动比 驱动方案 发动机 5、E1 66kw/5600rpm 124N.m/2800rmp 3.45 3.2～3.8 FR 纵置 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效率 ； （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态，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，每天平均10小时）； （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。 （11）主传动比、转矩比参数选择不得雷同。 设计的是发动机前置后驱轿车的主减速器及差速器， 主动轮齿轮：Z1=10 从动轮齿轮：Z2=36 主传动比：i0=3.6 齿轮比：u=36/10=3.6 桥壳形式：断开式 半轴形式：全浮式 差速器形式：直齿圆锥齿轮式 减速器设计 主减速器锥齿轮强度计算 1. 主减速器齿轮计算载荷 按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce； 发动机最大转矩——Temax=124N∙m； 驱动桥数——n=1； 发动机到万向传动轴之间的传动效率——η=0.96； 变速器一档传动比——i1=3.45； 主减速器传动比——i0=3.6； 分动器传动比——if=1； 猛接离合器所产生的动载系数——kd=1； 液力变矩器变矩系数——k=1； 则从动锥轮计算转矩 Tce=kdTemaxki1ifi0ηn=1×124×1×3.45×1×3.6×0.961≈1478.48N∙m； 主、从动锥齿轮间的传动效率——ηG=0.95； 主动锥齿轮的计算转矩Tz=Tcei0ηG=1478.483.6×0.95≈432.3N∙m； 2. 锥齿轮主要参数的选择 (1) 主、从动锥齿轮齿数z1和z2； 对于乘用车，z1一般不少于9。本次设计取z1=11，则z2=z1∙i0=11×3.6≈40。 (2) 从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms 直径系数——KD2=15；直径系数，一般为13.0～15.3；（取15） 从动锥齿轮大端分度圆直径D2=KD23Tce=15×31478.48≈170.9mm； 齿轮端面模数ms=D2z2=170.940≈4.3∈km3Tce，模数系数km=0.3~0.4； 取齿轮端面模数ms=4； (3) 主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2 从动锥齿轮齿面宽b2=0.155D2=0.155×160.6≈26mm； 主动锥齿轮齿面宽b1=1.1b2=1.1×25≈29mm h=2ha*+c*mt=2×1+0.25×4mm=9mm 宽高比b2/h，bh=269≈2.89。b1/h，bh=299≈3.22。 (4) 中点螺旋角β 汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为35°~40°； 本次设计选用中点螺旋角β=37°； (5) 法向压力角α 对于弧齿锥齿轮，乘用车的α一般选用14°30'或16°。 本次设计选用法向压力角α=16°。 (1) 单位齿长圆周力 主动锥齿轮中点分度圆直径——D1=ms∙z1=4×11=44mm； 单位齿长圆周力 p=2kdTemaxkigifηnD1b2×103=2×1×124×1×3.45×1×0.9644×26×103≈653.3N<893N； (2) 轮齿弯曲强度 过载系数k0=1； 尺寸系数ks≈0.62； 齿面载荷分配系数km=1.05； 质量系数kv=1； 主动锥齿轮的轮齿弯曲应力综合系数Jw=0.23； 从动锥齿轮的轮齿弯曲应力综合系数Jw=0.22； 则主动锥齿轮的齿根弯曲应力为： 2Tzk0kskmkvmsb1D1Jw×103=2×432×1×0.62×1.051×4×27×40×0.23×103≈562MPa<700MPa 从动锥齿轮的齿根弯曲应力为： 2Tcek0kskmkvmsb2D2Jw×103=2×1478.48×1×0.62×1.051×4×25×161×0.22×103≈618MPa<700MPa (3) 轮齿接触强度 尺寸系数ks=1； 齿面品质系数kf=1； 综合弹性系数cp=232.6N1/2/mm； 齿面接触强度的综合系数JJ=0.15； b取b1和b2中的较小值； 则锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： σJ=cpD12Tzk0kskmkvbJJ×103=232.6452×432.3×1×1×1.051×25×0.15×103≈2342.39MPa 项目 计算公式 计算结果 模数 m 4 主动锥齿轮齿数 Z1>9 11 从动锥齿轮齿数 Z2=i0*Z1 40 齿顶高 ha=m 4 齿根高 hf=1.2m 4.8 齿高 h=2.2m 8.8 主动锥齿轮分度圆直径d1 d=mz d1=44 从动锥齿轮分度圆直径d2 d2=160 主动锥齿轮分度圆锥角δ1 δ1=arctan(Z1/Z2) δ1=15。 从动锥齿轮分度圆锥角δ2 δ2=90。-δ1 δ2=75。 主动锥齿轮外锥距R1 R=d/2sinδ R1=85 从动锥齿轮外锥距R2 R2=83 齿宽b1，b2 b=（0.25-0.35）R b1=25.5 b2=24.9 主动锥齿轮齿顶圆直径da1 da=m*(z+2cosδ) da1=52 从动锥齿轮齿顶圆直径da2 da2=162 主动锥齿轮齿根圆直径df1 df=m(z-2.4cosδ) df1=35 从动锥齿轮齿根圆直径df2 df2=158 主动锥齿轮齿顶角θa1 θa=arctan(2sinδ/z) θa1=2.5。 从动锥齿轮齿顶角θa2 θa2=2.5。 主动锥齿轮齿根角θf1 θf=arctan(2.4sinδ/z) θf1=3。 从动锥齿轮齿根角θf2 θf2=3。 主动锥齿轮顶锥角δa1 δa=δ+θa δa1=17.5。 从动锥齿轮顶锥角δa2 δa2=77.5。 主动锥齿轮根锥角δf1 δf=δ-θf δf1=12。 从动锥齿轮根锥角δf2 δf2=72。 传动比i i=Z2/Z1=40/11=3.6 i=3.6 齿宽系数φR φR=0.25~0.30 φR=0.28 中点螺旋角β β =40° β =37° 压力角 α =16° α =16° 主减速器锥齿轮材料 驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其他齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点，是传动系中最薄弱环节。 汽车主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WmoV等。 差速器设计 普通锥齿轮式差速器 普通锥齿轮式差速器由于结构简单、工作平稳可靠，一直广泛用于一般使用条件下的汽车驱动桥中。ω0为差速器壳的角速度；ω1、ω2分别为左、右两半轴的角速度；T0为差速器壳接受的转矩；Tr为差速器内摩擦力矩；T1、T2分别为左、右两半轴对差速器的反转矩。 根据运动分析可得 ω1+ω2=2ω0 显然，当一侧半轴不转时，另一侧半轴将以两倍的差速器壳体角速度旋转；当差速器壳体不转时，左右半轴将等速、反向旋转。 根据力矩平衡可得5 T1+T2=T0 T2-T1=Tr 差速器性能常以锁紧系数k来表征，定义为差速器的内摩擦力矩与差速器壳接受的转矩之比，由下式确定 k=Tr/T0 结合力矩平衡式得 T1=0.5T0(1-k) T2=0.5T0(1+k) 定义半轴的转矩比为kb=T2/T1,则kb与k之间有 kb=1+k1-k;k=kb-1kb+1 普通锥齿轮差速器的锁紧系数k一般为0.05~0.15，两半轴的转矩比kb为1.11~1.35，这说明左、右半轴的转矩差别不大，故可以认为分配给两半轴的转矩大致相等，这样的分配比例对于良好路面上行驶的汽车来说是合适的。 我们取锁紧系数k为0.1，得到轴的转矩比kb为1.22。 T1分别为左两半轴对差速器的反转矩为T1=665.316N•m， T2分别为右两半轴对差速器的反转矩为T2=813.164N•m。 Tr差速器内摩擦力矩为Tr=147.848N•m。 差速器齿轮主要参数选择 1. 行星齿轮数n 行星齿轮数n需根据承载情况来选择，本次设计选用n=2。 2. 行星齿轮球面半径Rb 行星齿轮球面半径Rb反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力。 行星齿轮球面半径系数——Kb=3； 差速器计算转矩Td=Tce=1478.48N∙m； 则行星齿轮球面半径Rb=Kb3Td=3×31478.48≈34.2mm； 行星齿轮节锥距A0=0.99Rb=0.99×34.2≈33.9mm； 3. 行星齿轮和半轴齿轮齿数z1、z2 本次设计选用行星齿轮齿数z1=13，半轴齿轮齿数z2=23；z2z1=2313≈1.8∈(1.5~2)。 4. 行星齿轮和半轴齿轮节锥角γ1、γ2及模数m 行星齿轮节锥角γ1=arctanz1z2=arctan1524≈30°； 半轴齿轮节锥角γ2=arctanz2z1=arctan2415≈60°； 锥齿轮大端的端面模数为m=2A0z1sinγ1=2×33.911×sin30°≈2.6，取m=3。 5. 压力角α 本次设计选用压力角α=22°30'。 6. 行星齿轮轴直径d及支承长度L 差速器壳传递的转矩——T0=1478.48N∙m； 行星齿轮支承面中点到锥顶的距离——rd=0.5×0.8×mz2=0.5×0.8×3×23=27.6mm； 支承面允许挤压应力——σc=98MPa； 则行星齿轮轴直径d=T0×1031.1σcnrd=1478.48×1031.1×98×2×27.6≈16mm； 行星齿轮在轴上的支承长度L=1.1d=1.1×18.31≈17mm； 差速器齿轮强度计算 差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合传动状态，只有当汽车转弯或左、右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此，对于差速器齿轮，主要应进行弯曲强度计算。 Tc——半轴齿轮计算转矩。T0 =min[Tce，Tcs]， 当T0=Tce 时,Tc＝0.6×T0=0.6*1478.48=887Nm； 当 T0=Tcf时，Tc＝0.6×T0=0.6*432.3=259 Nm Ks——尺寸系数，ks=4m25.4=4325.4≈0.511 Km——齿面载荷分配系数。跨置式支撑结构Km=1~1.1，取Km=1.1 Kv——质量系数 ，Kv＝1 m——端面模数，m=3 b2——半轴齿轮齿宽，b2=0.3×d2=0.3×69=20.7mm d2——半轴齿轮大端分度圆直径，d2=mz2=3×23=69mm J——综合系数，查图得J=0.23 n——行星齿轮数，n=2 当T0=Tce 时,则轮齿弯曲应力 σw=2Tckskmkvmb2d2Jn×103=2×887×0.59×1.051×3×20.7×69×0.23×2×103≈557.6MPa。 当 T0=Tcf时,则轮齿弯曲应力 σw=2Tckskmkvmb2d2Jn×103=2×259×0.59×1.051×3×20.7×69×0.23×2×103≈163MPa 当T0=Tce 时，[σw]=980 MPa，σw=557MPa<[σw]。，符合设计要求。 当 T0=Tcf时，[σw]=210 MPa，σw=163MPa<[σw]。，符合设计要求。 项目 计算公式 计算结果 模数m m 3 行星齿数z1 Z1>=10 13 半轴齿数z2 Z2=14-25 23 齿顶高ha ha=m 3 齿根高hf hf=1.2m 3.6 齿高h h=2.2m 6.6 行星齿轮分度圆直径d1 d=mz d1=39 半轴齿轮分度圆直径d2 d2=69 行星齿轮分度圆锥角δ1 δ1=arctan(Z1/Z2) δ1=30 半轴齿轮分度圆锥角δ2 δ2=90。-δ1 δ2=60 行星齿轮外锥距R1 R=d/2sinδ R1=39 半轴齿轮外锥距R2 R2=40 齿宽b1，b2 b=（0.25-0.35）R b1=11.7 b2=12 行星齿轮齿顶圆直径da1 da=m*(z+2cosδ) da1=44 半轴齿轮齿顶圆直径da2 da2=72 行星齿轮齿根圆直径df1 df=m(z-2.4cosδ) df1=32.8 半轴齿轮齿根圆直径df2 df2=65.4 行星齿轮齿顶角θa1度 θa=arctan(2sinδ/z) θa1=4.3 半轴齿轮齿顶角θa2度 θa2=4.3 行星齿轮齿根角θf1度 θf=arctan(2.4sinδ/z) θf1=5 半轴齿轮齿根角θf2度 θf2=5 行星齿轮顶锥角δa1度 δa=δ+θa δa1=34.3 半轴齿轮顶锥角δa2度 δa2=73.3 行星齿轮根锥角δf1度 δf=δ-θf δf1=25 半轴齿轮根锥角δf2度 δf2=55 传动比i i=Z2/Z1=23/13=1.6 i=1.6 压力角 α=22°30′ α=22°30′ 齿宽系数φR φR=0.25~0.30 φR=0.28 行星齿轮轴直径 d=T0×1031.1[σc]nrd d=16mm 半轴设计 1.全浮式半轴的计算载荷可按车轮附着力矩Mϕ计算，即 Mϕ＝ξMmaxi0iη＝0.6×124×3.45×3.6×0.96＝887.09N.m＝887090N⋅mm（式4-11） 其中，ξ—差速器的转矩分配系数，对于普通圆锥行星齿轮差速器取0.6 Mmax—发动机最大转矩，题目所给为124 N·M i0—主减速器传动比，题目所取为3.6 i—变速器I档传动比，i＝i1＝3.45 η—汽车传动效率，题目所给为0.96 全浮式半轴杆部直径可按下式初步选取： d＝K3Mϕ＝0.210×3887090＝20.18mm（式4-12） 式中，d为半轴杆部直径（mm）；Mϕ为半轴计算转矩（N·mm），K为直径系数，取0.205~0.218，最终取K＝0.210 半轴的扭转切应力 τ＝16Mϕπd3＝16×8870903.14×20.183＝550.04MPa（式4-13） 式中，τ为半轴扭转切应力；d为半轴直径。 半轴的扭转切应力宜为500~700MPa，故符合要求。