差速器計算說明書

1、學號06091618成績吉林大學珠海學曉課程設(shè)計說明書系另寸機電工程系專 業(yè)學號06091618姓名王碩扌旨導教師 楊卓題目名稱汽車差速器設(shè)計設(shè)計時間 2012年4月2012年5_月4日目錄1、任務說明書 02、主減速器基本參數(shù)的選擇計算 1選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1差速器中的轉(zhuǎn)矩分配計算 2差速器的齒輪主要參數(shù)選擇 23、差速器齒輪強度計算 5主減速器直齒圓柱齒輪傳動設(shè)計 7校核齒面接觸疲勞強度 10標準斜齒圓柱齒輪主要幾何尺寸：表 1-3-1 114、半軸設(shè)計計算 12結(jié)構(gòu)形式分析 12半軸計算 15半軸花鍵計算 165、差速器殼體 176、變速箱殼體設(shè)計 187、設(shè)計總

2、結(jié) 198、參考文獻 20配圖 221、任務說明書車型發(fā)動機Nmax發(fā)動機MmaxI檔變比主傳動比驅(qū)動方案發(fā)動機19、I280kw/6000rmp4500rmp i FF橫置已知條件：(1)假設(shè)地面的附著系數(shù)足夠大;(2)發(fā)動機到主傳動主動齒輪的傳動系數(shù)0.96 ；(3) 車速度允許誤差為土 3%;(4) 工作情況：每天工作 16小時，連續(xù)運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；(5) 工作環(huán)境：濕度和粉塵含量設(shè)為正常狀況，環(huán)境最高溫度為30度;(6) 要求齒輪使用壽命為 17年(每年按300天計)；(7) 生產(chǎn)批量：中等；(8) 半軸齒輪，行星齒輪齒數(shù)，可參考同類車型選定，也可自己設(shè)計；(9) 差速器轉(zhuǎn)矩比S 1

3、.151.4之間選??；(10) 安全系數(shù)為n 1.2 1.35之間選?。?11) 其余參數(shù)查相關(guān)手冊；2、主減速器基本參數(shù)的選擇計算發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩 M max 140N.m , n 4500rmp，發(fā)動機到主傳動主動齒輪的傳動效率0.96，安全系數(shù)n=一檔變比h 4.64，本次設(shè)計選用主減速器傳動比i0 3.9因此總傳動比 i2 i1 i04.64 3.918.096因此輸出轉(zhuǎn)矩 T0n i2 Mmax 1.3 18.096 140 0.96 3162差速器轉(zhuǎn)矩比S=之間選取，這里取 S=l由最大轉(zhuǎn)矩為Tb，半軸最小轉(zhuǎn)矩為 TsS得到方程TsTsT1725N.m1437N.m選定高速級齒輪類

4、型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按題目已知條件，選用直齒圓柱齒輪傳動。2）精度等級：由于差速器輪輪齒要求精度低，輕型汽車所用的齒輪傳動的精度等級范圍為58,故選用7級精度3） 材料：差速器齒輪與主減速器齒輪一樣，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、22CrMnTi和20CrMo等，故齒輪所采用的鋼為20CrMnTi，查表機械設(shè)計基礎(chǔ)（第五版）表11-1有：熱處理方式：滲碳淬火，齒面硬度為5662HRC4） 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素：為了磨合均勻，乙,Z2之間應避免有公約數(shù)。選小齒輪 N 16z2 iz1 3.9 16 62.4 63仝 3.9

5、375Z1差速器中的轉(zhuǎn)矩分配計算當變速箱掛1檔時，發(fā)動機通過變速箱輸出的轉(zhuǎn)矩最大，主傳動比i03.9375、1檔變速比 h 4.64 ；差速器的轉(zhuǎn)矩 M0Mmaxi/o 0.96 140 3.9375 4.64 2456 N m左右驅(qū)動車輪不存在差速情況由變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，經(jīng)差速器殼、行星齒輪軸和行星齒輪傳給半軸齒輪。行星齒輪相當于一個等臂杠桿，而兩個半軸齒輪半徑也是相等的。因此，當行星齒輪沒有自轉(zhuǎn)時，總是將轉(zhuǎn)矩M。平均分配給左、右兩半軸齒輪，即：M1 M 21丄 M 01228 N m2左右驅(qū)動車輪存在差速情況轉(zhuǎn)矩比S：較高轉(zhuǎn)矩側(cè)半軸傳遞轉(zhuǎn)矩 Mb與較低轉(zhuǎn)矩側(cè)半軸傳遞轉(zhuǎn)矩 Ms之比稱為轉(zhuǎn)矩比

6、S,即：SMbb(取 S=)MsMbM SM 0整理以上兩個式子得，Mb1.2，代入相關(guān)數(shù)據(jù)得，Mb 1116(N m)M 0 M b在設(shè)計過程中要將安全系數(shù)考慮上，安全系數(shù)范圍n 1.2 1.35，該設(shè)計取n 1.3。設(shè)計中較高轉(zhuǎn)矩側(cè)半軸傳遞轉(zhuǎn)矩：Mb n Mb 1.3 1116 1450.8(N m)差速器的齒輪主要參數(shù)選擇(1)行星齒輪數(shù)n行星齒輪數(shù)n需根據(jù)承載情況來選擇的，由于是面包車的差速器所以行星齒輪數(shù)n選擇2個。(2)行星齒輪球面半徑 Rb和外錐距Re的確定行星齒輪球面半徑 Rb反映了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力，可根據(jù)經(jīng)驗公式來確RbKb3d式中：KB 行星齒輪球面半徑系

7、數(shù)，可取，對于有2個行星齒輪的面包車取小值，差速器計算轉(zhuǎn)矩Tdmi n Tce,TcsM 0 2456(Nm)，則&2.6 3 245635.07mm 取整 35mm差速器行星齒輪球面半徑 Rb確定后，可初步根據(jù)下式確定節(jié)錐距尺Re (0.98 0.99)Rb取 凡 0.99 尺 0.99 3534.65mm行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)的選擇面包車齒輪強度要求不太高，可以選取行星齒輪齒數(shù)Z1 16，半軸齒輪齒數(shù) Z2初選為24，Z2與乙的齒數(shù)比為，兩個半軸齒數(shù)和為48,能被行星齒輪數(shù) 2整除，所以能夠保證裝配，滿足設(shè)計要求。行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角1、2及模數(shù)m行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角1、2分別為1

8、 arcta nR/Z?)arcta n(16 / 24)33.72 arcta n(Z2/ZJarcta n(24/16)56.3當量齒數(shù)：Zv1乙cos 116cos33.7160.8319.28ZV2Z2cos 224cos56.3240.5543.64當量齒數(shù)都大于17,因此乙，Z2滿足條件，不會根切 錐齒輪大端端面模數(shù) m為2.33mm2Re .sin 1 乙2Re .sin 2 Z2根據(jù)(GB 1356-87)規(guī)定，選取第一系列標準模數(shù)m=行星齒輪分度圓直徑 4 mZ1 40mm，半軸齒輪分度圓直徑 d? mZ? 60mm 。壓力角米用推薦值22.5，齒高系數(shù)為。行星齒輪軸直徑及支

9、承長度L行星齒輪軸直徑與行星齒輪安裝孔直徑相同，行星齒輪在軸上的支承長度也就是行星齒輪 安裝孔的深度。式中：T 0差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩，N m ;在此取3162N mn行星齒輪的數(shù)目；在此為 2l行星齒輪支承面中點至錐頂?shù)木嚯x，mm, l - 2, d2為半軸齒輪齒面寬中行星齒輪軸直徑為點處的直徑，而d2d 2 ；To103.1.1 c nlc 支承面的許用擠壓應力，在此取69 MPa根據(jù)上式d20.8 60 =48mm l =x 48=24mm1駕20；廠L 1.1 29.5差速器齒輪的幾何尺寸計算查得修正系數(shù)0.052齒側(cè)間隙B 0.300汽車差速器直齒輪錐齒輪的幾何尺寸計算步驟見下表序 號項

10、目計算公式結(jié)果1行星齒輪 齒數(shù)Z110，應盡量取小值162半軸齒輪 齒數(shù)Z214 25，且滿足 Lh 60n243模數(shù)m4齒面寬度F (0.25 0.30) A0 ； F 10m10mm5齒跟高hg 1.6m4mm6齒全冋h 1.788m 0.0517壓力角大部分汽車：22.522.58軸交角9009009節(jié)圓直徑d1 mZ1 ； d2 mZ2d1 40mm ； d260 mm10節(jié)錐角Z1Z21 arcta n ；2 arcta n乙乙133.7 ；256.311外錐距m 222.522Re 憶 Z4162436.062 2mRe 36.06mm1p節(jié)t3.1416mt7.854mm21齒頂

11、咼11h；hgh2 , h20.4300.370h12.514mm , h21.486 mm32mZ2/乙1齒根高n1II1nII4町1.788m hj ；h21.788mh2h11.956 mm ； h22.984 mm1徑向間隙h hgc=c0.188m0.05151齒根角；hf6.33 ; a 3.97haf6齒頂角farctan ; aarcta naTReRe1面錐角70112 ； 022 20138.62 ；0261.221根錐角8R112 ；R222R128.78 ； R2 51.381外圓直徑i1d0144.18mm9d01d12h1 cos1 ； d02d22h2 cos 2

12、；d0261.65mm2節(jié)錐頂點28.61mmd 211010至齒輪外01j 2h1 sin1 ； 02h2 sin2緣距離220218.76mm2:理論弧齒t11厚S1t S2；s2-(h12h2)tanm34.264, S23.592齒側(cè)間隙=mmB=22弦齒厚33S1BS2Bsx14.204mm ； sx23.537 mm3Sx1S1亠2.oc ; bx2S2亠26d126d222弦齒高h；2COS 112S2 cos2hx12.666mm ； hx21.456mm4hx1-；hx2h24d24d13、差速器齒輪強度計算差速器齒輪的尺寸受結(jié)構(gòu)限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那

13、樣經(jīng)常處于嚙合狀態(tài)，只有當汽車轉(zhuǎn)彎或左右輪行駛不同的路程時，或一側(cè)車輪打滑而滑轉(zhuǎn)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：2Tkskmkvmb2d2Jn103MPa(3-9)上式中：一一為差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩,T其計算式To 0.6n 在此將取為3162N m ;n為差速器的行星齒輪數(shù)；b2、d2分別為半軸齒輪齒寬及其大端分度圓直徑mm ;為尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有Ks關(guān)，當m時，X 25.4,在此=;為載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，=；其他方式支承時 取。支承剛度大時取最

14、小值。為質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向跳動精度高 時，可??；為計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數(shù)，參照圖3-2可取=。當 T=min : Tce,TcS 時，=980 Mpa ;當 T= Tcf時，=210Mpa。根據(jù)上式（39）可得:根據(jù)輪齒彎曲應力w公式,2Tkskm310kvmb?d2J n2 3648 06 .5601000 3709 n1.0 2.5 9 57.6 0.255 2J取，半軸齒輪齒面寬b29mm。半軸大端分度圓直徑 d2前面計算得到57.6mm,質(zhì)量ks數(shù) kv1.0 ,(ms/25.4)0.250.560 ,0.6T02T0 kskmkv

15、mb2d2J n3708MPa數(shù) m 2.5 ,大于 1.6mm ,齒面載荷分配系數(shù) kmT0 min2 3648 0.560 1.01.0 2.5 9 57.6 0.255 2w滿足設(shè)計要求。因此尺寸系數(shù)1.0 ,Tce ,Tcs1000半軸齒輪計算轉(zhuǎn)矩6181MPa；則各級轉(zhuǎn)速：發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)速n發(fā)=5500r/min變速箱輸出轉(zhuǎn)速(主減速器輸入轉(zhuǎn)速)ni匹 6000r/min4.644.641293r / minn1293主減速器輸出轉(zhuǎn)速 n0-r/min 328.38r / min3.93753.9375各級功率：主減速器主動齒輪的功率：PiN max w 80 0.96 76.8kw發(fā)

16、動機輸出功率:T發(fā)發(fā)9550140*60009550kw87.96 kw87.96 0.96kw84.44kw各級轉(zhuǎn)矩:T發(fā) 140 N ? m主動齒輪的轉(zhuǎn)矩:T19550000 R9550000 84.441293N?m623667N ?m主減速器直齒圓柱齒輪傳動設(shè)計1.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計按機械設(shè)計公式(6-26) mn”2KT1CS 2丫丫 Yf(3)VdZ1F確定公式中各計算參數(shù)：1) 因載荷有較重沖擊，由機械設(shè)計表(6-3)查得使用系數(shù)Ka 1.5，故初選載荷系數(shù)K 22) T1主動齒輪上的轉(zhuǎn)矩Ti9550000 84.4備？口 623667N?m6.23667 N/mm12933

17、） Y 螺旋角系數(shù)，由圖（6-28）查?。篩 =;為分度圓螺旋角一般選 8 -20（從減小齒輪的振動和噪音角度來考慮,目前采用大螺旋角，故取 =12 ）4) 丫重合度系數(shù)，由公式（6-13）Y 0.25 凹50.25韭 0.691.585其中端面重合度a由公式6-7)1.88 3.2cos = 1.885)6)Z1Z23.2 丄16 63cos12 1.594其中端面重合由公式（6-21）下式中bsin 0.318 d 乙 tan0.318 0.6 16tan12 0.649d齒寬系數(shù)，由表（6-6）硬齒面且非對稱布置取YFa 齒形系數(shù)，標準齒輪，變形系數(shù)X=0,且按當量齒數(shù) 乙由圖（6-19

18、）查得YFa1 =,YFa2 =當量齒數(shù)：Zvl16Zv2當量齒數(shù)都大于cos 1cos33.7西 19.280.8324cos 2cos56.3空 43.640.5517,因此乙,Z2滿足條件，不會根切7） Ysa 修正應力系數(shù)，按當量齒數(shù)Zv 由圖(6-20)查得 Ysa1=，Ysa2 =由機械設(shè)計基礎(chǔ)（第五版）表11-1查得主動齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1 fe2850MPa丫NFEF sFmin式中FE彎曲疲勞強度極限,由機械設(shè)計基礎(chǔ)（第五版）表11-1查得 FE1fe2 850MPaYn彎曲疲勞強度系數(shù)，按應力循環(huán)次數(shù)N由圖（6-21 ）滲碳淬火合金鋼查得Yn1 =YN 2 =其中由

19、公式（6-21 ）有N160nijLh960 1293 1 (16 300 17)6.33 10N26.33 1093.93759= 1.6 10SFmin 彎曲疲勞強度計算的最小系數(shù),對于普通齒輪和多數(shù)工業(yè)用齒輪，按一般可靠度要求，取SFmin =代入上述確定參數(shù)計算彎曲疲勞許用應力F】1Y N1FE10.90 850SFm in1.25F 2YN2FE 20.91 850SFmin1.25612MPa618.8MPa計算小、大齒輪的 丫曲更并加以比較fYFa1YSa1F13.32 1.470.0037612YFa 2 Sa2F 22 351180.0045 小齒輪數(shù)值大618.8將上述確定

20、參數(shù)代入式（3）計算（按小齒輪設(shè)計模數(shù)）2 KT1 cos2 Y Y Yf Ysm t 3 2.dZ12F0.00372 2 623667 cos2 12 0.90 0.690.6 162mtZg60 1000329 16 1293 3.5660 1000按7級精度 由圖（6-7）查得動載系數(shù) Kv=；由公式（6-1） K=KA x Kv x K x K =xxx =修正mn : m由表（6-1）,選取第一系列標準模數(shù)m=4mm中心距am乙 Z22 cos416632 cos12161.53mm 取 a=162mm確定螺旋角m Z1 Z2416 63arccos - arccos=12.758

21、7 =12 45 522a2 162齒輪主要幾何尺寸：分度圓直徑 d1 口乙41/cosd2 mZ2cos 4齒寬 b2d d1 0.6 65.621665.62mmcos12 45 5263258.38mmcos12 45 5239.372 取 b2 40mm b|45mm （為保證輪齒有足夠的齒合寬度 b1 b2 （510）mm）校核齒面接觸疲勞強度ZeZ ZhZ2KT1U 1bd； u確定公式中各計算參數(shù):1）Ze 彈性系數(shù)，按鍛鋼由表（6-5）查得Ze = . MPa2） Z接觸強度重合度系數(shù)，按端面重合度由圖（6-13）查得Z =3） Zh 節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按螺旋角且標準齒輪變位系數(shù)

22、X=0由圖（6-14）查得Zh =4） Z 螺旋角系數(shù)，Z . coscosl2 53 33 =55） 前面已求得 K =， T16.2366710 N ? mm ， b = 50， d1 =Zn HlimSHmin式中:由圖（6-15）按不允許出現(xiàn)點蝕，查得接觸疲勞壽命系數(shù)ZN1=, ZN2 =試驗齒輪的接觸疲勞極限，由表（11-1）查得Hlim 1 =Hlim2=1500MPaSHmin 接觸疲勞強度計算的最小安全系數(shù)，對于普通齒輪和多數(shù)工業(yè)用齒輪，按一般可靠度要求，取SHm in=1計算接觸疲勞許用應力0.91 1500=1365MPa1Z N1 Hlim 1H1SSHminZ N 2

23、Hlim 20.92 15001=1380MPa將確定出的各項數(shù)值代入接觸強度校核公式，得189.8 0.82 2.41 0.9882 2.17728 6.33667 105 50 65.6223.9375 13.93751145.37MPah1所以接觸強度滿足。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做 到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。標準斜齒圓柱齒輪主要幾何尺寸：表1-3-1名稱及代號公式及說明計算結(jié)果法面模數(shù)m由強度計算或結(jié)構(gòu)設(shè)計確定，并取標準值m=4齒數(shù)比uu=% 豁6 3.9375 i當量齒數(shù)Zv1Z/3Zv2Z/3/ COS/ cosZv1 19.28 Z

24、v2 43.64為分度圓螺旋角一般選 8 -20 =12 45 52大端分度圓直徑dd1 mZ/d2 吟/1/ cos2/ cosd165.62mmd2258.38mm中心距aam Z1Z2osa=i62mm2c齒寬系數(shù)d硬齒面齒寬系數(shù)d =d齒頂咼haha*ham =mha4mm齒根高hfhf =*ha*C m= mhf5mm全齒高hh =ha + hf = mh9mm頂隙CC=hf - h a= mCimmdaidi2 hadai73.62mm齒頂圓直徑dad a2d22hada2266.38mmdfidi2hfdfi55.62 mm齒根圓直徑dfdfidi2hfdf 2248.38mm4

25、、半軸設(shè)計計算結(jié)構(gòu)形式分析1.半軸半軸的內(nèi)側(cè)通過花鍵與半軸齒輪相連，外側(cè)用凸緣與驅(qū)動輪的輪轂相連。根據(jù)半軸外端受力狀況的不同，半軸有半浮式、 3/4 浮式和全浮式 3 種。1）半浮式半軸 特點是半軸外端通過軸承支承在橋殼上，作用在車輪的力都直接傳給半軸，再通過軸承傳 給驅(qū)動橋殼體。半軸既受轉(zhuǎn)矩，又受彎矩。常用于轎車、微型客車和微型貨車。下圖是一汽車半浮式半軸的結(jié)構(gòu)與安裝，其結(jié)構(gòu)特點是外端以圓錐面及鍵與輪轂相固定 支承在一個圓錐滾子軸承上，向外的軸向力由圓錐滾子軸承承受，向內(nèi)的軸向力通過滑塊 傳給另一側(cè)半軸的圓錐滾子軸承。2）全浮式半軸 全浮式半軸的特點是半軸外端與輪轂相連接，輪轂通過圓錐滾子軸

26、承支承在橋殼的半軸套 管上，作用在車輪上的力通過半軸傳給輪轂，輪轂又通過軸承將力傳給驅(qū)動橋殼，半軸只 受轉(zhuǎn)矩，不受彎矩。用于輕型、中型、重型貨車、越野汽車和客車上。 下圖的特點是半軸外端的凸緣直接與輪轂連接。圖的特點是采用一對球軸承支承輪轂。半軸的主要尺寸是它的直徑，在設(shè)計時首先根據(jù)對使用條件和載荷情況相同或相近的同類 汽車同形式半軸的分析比較，大致選定從整個驅(qū)動橋的布局來看比較合適的半軸半徑，然 后對它進行強度核算。計算時應該首先合理的確定在用(2) 側(cè)向力Fy2最大時，其最大值為 Fz2 1 (汽車側(cè)滑時)，側(cè)滑時輪胎與地面的側(cè)向力 系數(shù)0 1在計算時取，沒有縱向力作用。(3) 汽車通過不

27、平路面，垂向力 Fz2最大，縱向力Fx2和側(cè)向力Fy2都為0。在半軸上的 載荷，應考慮到以下三種可能的載荷工況：(1) 縱向力Fx2 (驅(qū)動力或制動力)最大時，最大值為 Fz2，附著系數(shù)$在計算時取， 側(cè)向力 Fy2=0。由于車輪受縱向力和側(cè)向力的大小受車輪與地面最大附著力限制，所以兩個方向力的最大 值不會同時出現(xiàn)。半軸的主要尺寸是它的直徑，在設(shè)計時首先根據(jù)對使用條件和載荷情況相同或相近的同類 汽車同形式半軸的分析比較，大致選定從整個驅(qū)動橋的布局來看比較合適的半軸半徑，然 后對它進行強度核算。計算時應該首先合理的確定在用在半軸上的載荷，應考慮到以下三種可能的載荷工況：(1) 縱向力Fx2 (驅(qū)

28、動力或制動力)最大時，最大值為Fz2，附著系數(shù)$在計算時取， 側(cè)向力Fy2=0。(2) 側(cè)向力Fy2最大時，其最大值為 Fz2 1 (汽車側(cè)滑時)，側(cè)滑時輪胎與地面的側(cè)向力 系數(shù)0 1在計算時取，沒有縱向力作用。(3) 汽車通過不平路面，垂向力 Fz2最大，縱向力Fx2和側(cè)向力Fy2都為0。由于車輪受縱向力和側(cè)向力的大小受車輪與地面最大附著力限制，所以兩個方向力的最大 值不會同時出現(xiàn)。選擇全浮式半軸，因而半軸僅承受轉(zhuǎn)矩不承受彎矩。半軸計算半軸的主要尺寸是它的直徑，在設(shè)計時首先根據(jù)對使用條件和載荷情況相同或相近的同類 汽車同形式半軸的分析比較，大致選定從整個驅(qū)動橋的布局來看比較合適的半軸半徑，然

29、 后對他進行強度核算。(1)半軸計算轉(zhuǎn)矩T及桿部直徑根據(jù)汽車工程手冊P1209公式(4-9-37)。T X2rr ( TmaxiL w/rr)rr 0.6 140 4.64 3.9375 0.96 1534.68N ?m 式中:X2 個車輪的驅(qū)動力，X2Tmaxh 5 單位為Nr輪胎的滾動半徑，單位為mE差速器轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)，對于圓錐行星齒輪差速器可??；iL 傳動系最低檔傳動比，iL 4.64 3.9375w傳動系效率，根據(jù)任務已知條件有根據(jù)汽車工程手冊P1213公式(4-9-50)桿部直徑可按照下式進行初選。d T 10(2.05 2.18)T (2.05 2.18) V1534.68 (23

30、.64 25.14) mm 0.196選 24mm式中，t 許用半軸扭轉(zhuǎn)切應力，MPa； t =490-588MPad初選半軸桿部直徑，mm。半軸桿部直徑計算結(jié)果應根據(jù)結(jié)構(gòu)設(shè)計向上進行圓整。根據(jù)初選的，按應力公式進行強度 校核。半浮式半軸強度校核計算根據(jù)汽車工程手冊P1211公式(4-9-44)半軸的扭轉(zhuǎn)應力為16T “316 1534.68 “33 1010565.68MPa v t =490-588MPad33.14 243式中，一一半軸扭轉(zhuǎn)應力，；d半軸直徑，24mm。半軸計算時的許用應力與所選用的材料、加工方法、熱處理工藝及汽車的使用條件有關(guān)。當采用40Cr, 40MnB，40MnVB

31、，40CrMnMo , 40號及45號鋼等作為全浮式半軸的材料時,其扭轉(zhuǎn)屈服極限達到 784MPa左右。在保證安全系數(shù)在范圍時，半軸扭轉(zhuǎn)許用應力可取為=490 588MPa半軸花鍵計算花鍵分為矩形花鍵和漸開線花鍵。本次設(shè)計選用漸開線花鍵，齒形為漸開線，漸開線其分度圓壓力角規(guī)定為 30和45兩種，本次取標準壓力角D 30，取其齒數(shù)為z=21，選擇 m=1,分度圓直徑 D=mz=21mm。半軸花鍵擠壓應力校核T103prmzLp h其中，T為半軸所受轉(zhuǎn)矩，T 1534.68Nm ；rm為平均半徑，rm D 10.5mm2z為齒數(shù)，z=21;為工作長度，取為 45mm ;為載荷分配不均勻系數(shù)，一般取=；h為花鍵齒側(cè)面工作高度，h=m=1mm。3206.2MPa1534.68 10310.5 21 45 0.75 1由汽車設(shè)計許用擠壓應力取為220MPa，所以滿足擠壓強度要求。半軸花鍵剪切應力校核Db dA有公式c p ?()p 2其中，為花鍵外徑，取為；為相對應花鍵孔內(nèi)徑，取為。c 206.222.5 21.8272.17MPa由汽車設(shè)計有許用剪切應力=22