差速器设计说明介绍模板之欧阳语创编

汽车专业综合实践说明书
设计名称：汽车差速器设计
设计时间 2012年 6月
系别机电工程系
专业汽车服务工程
班级
姓名
指导教师
2012 年06 月18日
目录
任务设计书
（2）发动机到主传动主动齿轮的传动效率96.0=w η； （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。

（9）主传动比、转矩比参数选择不得雷同。

差速器的功用类型及组成
差速器——能使同一驱动桥的左右车轮或两驱动桥之间以不同角速度旋转，并传递转矩的机构。

起轮间差速作用的称为轮间差速器，起桥间作用的称桥间（轴间）差速器。

轮间差速器的功用是当汽车转弯行驶或在不平路面上行驶时，使左右驱动轮以不同的转速滚动，即保证两侧驱动车轮作纯滚动。

1.齿轮式差速器
齿轮式差速器有圆锥齿轮式和圆柱齿轮式两种。

按两侧的输出转矩是否相等，齿轮差速器有对称式（等转矩式）和不对称式（不等转矩式）。

目前汽车上广泛采用的是对称式锥齿轮差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。

它又可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器等。

其结构见下图：
2.滑块凸轮式差速器
图二—2为双排径向滑块凸轮式差速器。

差速器的主动件是与差速器壳1连接在一起的套，套上有两排径向孔，滑块2装于孔中并可作径向滑动。

滑块两端分别与差速器的从动元件内凸轮4和外凸轮3接触。

内、外凸轮分别与左、右半轴用花键连接。

当差速器传递动力时，主动套带动滑块并通过滑块带动内、外凸轮旋转，同时允许内、外凸轮转速不等。

理论上凸轮形线应是阿基米德螺线，为加工简单起见，可用圆弧曲线代替。

滑块凸轮式差速器址一种高摩擦自锁差速器，其结构紧凑、质量小。

但其结构较复杂，礼零件材料、机械加工、热处耶、化学处理等方面均有较高的技术要求。

3.蜗轮式差速器
蜗轮式差速器(图二—3)也是一种高摩擦自锁差速器。

蜗杆2、4同时与行星蜗轮3与半轴蜗轮1、5啮合，从而组成一行星齿轮系统。

蜗轮式差速器的半轴转矩比kb可高达5．67～9．00，锁紧系数是达0．7～0．8。

但在如此高的内摩擦情况下，差速器磨损快、寿命短。

当把kb降到2．65～3．00，k降到0．45～0．50时，可提高该差速器的使用寿命由于这种差速器结构复杂，制造精度要求高，因而限制了它的应用。

4.牙嵌式自由轮差速器
牙嵌式自由轮差速器(图5—24)是自锁式差速器的一种。

装有这种差速器的汽车在直线行驶时，主动环可将由主减速器传来的转矩按左、右轮阻力的大小分配给左、右从动环(即左、右半轴)。

当一侧车轮悬空或进入泥泞、冰雪等路面时，主动环的转矩可全部或大部分分配给另一侧车轮。

当转弯行驶时，外侧车轮有快转的趋势，使外侧从动环与主动环脱开，即中断对外轮的转矩传递；内侧车轮有慢转的趋势，使内侧从动环与主动环压得更紧，即主动环转矩全部传给内轮。

由于该差速器在转弯时是内轮单边传动，会引起转向沉重，当拖带挂车时尤为突出。

此外，由于左、右车轮的转矩时断时续，车轮传动装置受的动载荷较大，单边传动也使其受较大的载荷。

牙嵌式自由轮差速器的半轴转矩比Ab是可变的，最大可为无穷大。

该
差速器工作可靠，使用寿命长，锁紧性能稳定，制造加工也不复杂。

综上所述，本次汽车专业综合实践将对对称式锥齿轮差速器进行设计。

主减速器基本参数的选择计算
发动机Nmax: 76kw/6000rmp
发动机Mmax: 142N.m/4000rmp
I档变比: 3.27
主传动比3.2～3.8
差速器转矩比S=1.3
安全系数为n=1.4
发动机的最大转矩
m
N
M.
142
max
=
，
rmp
n4000
=，发动机到主传动主动齿轮的传
动效率
0.96
η=
，安全系数5.1
=
n
一档变比27.31=i ，本次设计选用主加速器传动比5
.30=i
因此总传动比464
.105.327.3012=⨯=⨯=i i i
因此输出转矩
7
.213996.0142464.105.1max 20≈⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=ηM i n T N.m
差速器转矩比S=1.1~1.4之间选取，这里取S=1.3轴最大转矩为
b T ，半轴最小转矩为s T
得到方程
⎪⎩⎪
⎨
⎧
=+=0T
T T T T S s b
s b 解得：
m N T m
N T s b .930.1210==
主减速器直齿圆柱齿轮传动设计
1.选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）按题目已知条件，选用直齿圆柱齿轮传动。

2）选用精度等级8级精度 3）齿轮材料用
CrMnTi 20，渗碳淬火，齿面硬度为HRC 62~56
4）选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，1z ，2z 之间应避免有公约数。

选小齿轮171=Z 5.59175.312=⨯==iZ Z 取602=Z
53.31
2
==
z z μ
2.按齿根弯曲疲劳强度设计
承载能力一般取决于弯曲强度,故先按弯曲强度设计,验算接触强度。

有
[]3
2112⎪⎪⎭⎫
⎝
⎛≥
F Sa Fa d Y Y z Y KT m σψε
确定式中各项数值：
因载荷有较重冲击，查得5.1=A K 故初选载荷系数2
=t K
mm N T .1046.41096.027.3142531⨯=⨯⨯⨯=
βεcos 112.388.121⎥⎦⎤
⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=z z a ，计算端面重合度45.1=a
ε
76
.075
.025.0=+
=a
Y εε
齿宽系数选取7.0=d ψ
查得
95.21=Fa Y ，
52
.11=Sa Y ，
27
.22=Fa Y ，
73
.12=Sa Y 10
1110306.1)1730016(140006060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N
91
210993.3⨯==
i N N
查得
88.01=N Y ，
92
.02=N Y ；取25.1min =F S
查得MPa F F 11002lim 1lim ==σσ
[]MPa
MPa S Y F F N F 4.77425
.188
.01100min
1
1lim 1=⨯=
=σσ
[]MPa
MPa S Y F F N F 6.80925
.192
.01100min
2
2lim 2=⨯=
=σσ
[]0058
.04.77452
.195.2111=⨯=⋅F Y Y Sa Fa σ
[]0049
.06
.80973
.127.2222=⨯=⋅F Y Y Sa Fa σ
取[]0058
.01
1
1=⋅F Y Y Sa Fa σ,设计齿轮模数：
将确定后的各项数值代入设计公式 求得：
[]mm mm Y Y z Y T K m F Sa Fa d t t 32.30058.017
7.076.01021.422)(232
5
3
111211=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⋅≥σψε
修正
t
m ：
s
m n z m v t /32.31000
601
1=⨯=
π
查得 16
.1=v K （动载系数）
查得
03
.1=βK （齿向载荷分布系数）
查得 2
.1=a K （齿间载荷分配系数）
则
15
.22.103.116.15.1=⨯⨯⨯==a v A K K K K K β
mm
mm K K m m t
t 40.3215.232.333
===
则选取第一系列标准模数mm m 5.3= 齿轮主要几何尺寸：
mm mz d 5.5911==； mm mz d 5.19222==；
()mm z z m
a 126221=+=
；
mm d b d 65.411==ψ，取
142B mm
=，
247B mm
=
校核齿面接触疲劳强度
[]H H E H u u bd KT Z Z Z σσε
≤±⋅=1
22
1
1
查得MPa Z E 8.189=（弹性系数） 查得5.2=H Z （节点区域系数） 查得
83
.0=εZ （接触强度重合度系数）
按不允许出现点蚀，查得
82
.01=N Z ，
85
.02=N Z
MPa H H 14002lim 1lim ==σσ
取1min =H S 则
[]MPa
S Z H N H H 1148min
1
1lim 1=⋅=σσ
[]MPa
S Z H N H H 1190min
2
2lim 2=⋅=σσ
将确定出的各项数值代入接触度校核公式，得
[]1
2
5114324.324
.25.59421021.415.2283.05.28.189H H
MPa MPa σσ<=⋅⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
接触强度满足.
直齿圆柱齿轮传动几何尺寸
差速器设计计算
1.差速器中的转矩分配计算
当变速箱挂1档时，发动机通过变速箱输出的转矩最大，主传动比2
.30=i 、1档变速
比54.31=i ； 差速器的转矩
()
m N i i M M ⋅=⨯⨯⨯==2.15605.327.314296.001max 0η
（1） 左右驱动车轮不存在差速情况
由变速器传来的转矩，经差速器壳、行星齿轮轴和行星齿轮传给半轴齿轮。

行星齿轮相当于一个等臂杠杆，而两个半轴齿轮半径也是相等的。

因此，当行星齿轮没有自转时，总是将转矩
M 平均分配给左、右两半轴齿轮，即：
()m N M M M ⋅==
=1.78021
021
左右驱动车轮存在差速情况 转矩比S ：较高转矩侧半轴传递转矩b
M 与较低转矩侧半轴传递转矩
s
M 之比称为转矩
比S ，即：
S b
M M S =
（取S=1.3）
M M M S b =+
整理以上两个式子得，3
.10=-b b
M M M ，代入相关数据得，)(9.881m N M b ⋅=
在设计过程中要将安全系数考虑上，安全系数范围6.1~2.1=n ，该设计取4.1=n 。

设计中较高转矩侧半轴传递转矩：
)
(7.12349.8814.1'm N M n M b b ⋅=⋅=⋅=
2.差速器的齿轮主要参数选择
（1）行星齿轮数n
行星齿轮数n 需根据承载情况来选择的，由于是小轿车的差速器所以行星齿轮数n 选择2个。

（2）行星齿轮球面半径b
R 和节锥距
A 的确定
行星齿轮球面半径b
R 反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力，可根据经验公
式来确定
3d
b b T K R =
式中：由于是2个行星齿轮的差速器的轿车，所以取行星齿轮球面半径系数0
.3=b K ，差速器计算转矩
[])
.(2.1560,m in 0m N M T T T cs ce d ===，则
mm R b 79.342.15600.33=⨯= 取整mm R b 35=
差速器行星齿轮球面半径
R 确定后，可初步根据下式确定节锥距
A b
R A )99.0~98.0(0= 取
mm
R A b 65.343599.099.00=⨯==
3.行星齿轮和半轴齿轮齿数的选择
小轿车齿轮强度要求不太高，可以选取行星齿轮齿数151=Z ，半轴齿轮齿数2Z 初选为24，2Z 与1Z 的齿数比为1.6，两个半轴齿数和为48，能被行星齿轮数2整除，所以能够保证装配，满足设计要求。

行星齿轮和半轴齿轮节锥角1γ、2γ及模数m
行星齿轮和半轴齿轮节锥角1γ、2γ分别为
021132)24/15arctan()/arctan(===Z Z γ
012258)24/15arctan()/arctan(===Z Z γ
当量齿数：
65.1785
.015
32cos 15cos 111====
γZ Z v
28.4553
.024
58cos 24cos 222====
γZ Z v
当量齿数都大于17，因此满足条件，不会根切21,Z Z 锥齿轮大端端面模数m 为
mm mm Z A Z A m 5.245.2sin 2sin 222
110≈===
γγ
行星齿轮分度圆直径
mm
mZ d 5.3711==，半轴齿轮分度圆直径
mm mZ d 6022==。

压力角α采用推荐值'
3022，齿高系数为0.8。

行星齿轮轴直径d 及支承长度L
行星齿轮轴直径与行星齿轮安装孔直径相同，行星齿轮在轴上的支承长度也就是行星齿轮安装孔的深度。

行星齿轮轴直径d 为
[]mm
nr T d d
c 1260
4.02981.1107.21391.1103
3
0=⨯⨯⨯⨯⨯=
⨯=
σ
行星齿轮在轴上的支承长度L 为 mm d L 2.13121.11.1≈⨯== 差速器齿轮的几何尺寸计算
查得修正系数052.0-=τ 齿侧间隙127.0=B
汽车差速器直齿轮锥齿轮的几何尺寸计算步骤见下表
根据轮齿弯曲应力
w
σ公式，
1313
10002255.06095.20.10
.1560.06.01.134********=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯=
Jn d mb k k Tk v m s w σ，2
=n ，
J 取0.255，半轴齿轮齿面宽
29b mm
=。

半轴大端分度圆直径2d 前面计算得到
mm 60，质量系数0.1=v k ，由于模数5.2=m ，大于mm 6.1，因此尺寸系数
560
.0)4.25/(25.0==s s m k ，齿面载荷分配系数
1.0
m k =，半轴齿轮计算转矩
6.0T T =。

[]
cs ce T T T ,min 0=，
[]MPa
Jn d mb k k k T v m s w 219010002
255.06095.20.10
.1560.01.134621023220=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯=
σ；则
[]w w MPa σσ<=1313满足设计要求。

半轴计算
半轴的主要尺寸是它的直径，在设计时首先根据对使用条件和载荷情况相同或相近的同类汽车同形式半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径，然后对他进行强度核算。

1.半轴计算转矩ϕT 及杆部直径 本设计选全浮式半轴
根据《汽车工程手册》P1209公式（4-9-37）
m
.6105596.06875.35.31426.0)/(X T r max 2•=⨯⨯⨯⨯===N r r i T r r w L r ηξ式
中：
2X ——个车轮的驱动力，r L r i T /X max 2ηξ=单位为N
r r ——轮胎的滚动半径，单位为m
ξ——差速器转矩分配系数，对于圆锥行星齿轮差速器可取0.6；
L i ——传动系最低档传动比，6875.34.3⨯=L i
w
η——传动系效率，根据任务已知条件有w η=0.96 根据《汽车工程手册》P1213公式（4-9-50）
杆部直径可按照下式进行初选。

[]
mm
T d ）（）（）（8.22295.20925.6106718.205.218.205.2196.010T 3333
-=⨯-=-=⨯=τ 选22mm
式中，[τ]——许用半轴扭转切应力，MPa ；[τ]=490-588MPa
d ——初选半轴杆部直径，mm 。

半轴杆部直径计算结果应根据结构设计向上进行圆整。

根据初选的d ，按应力公式进行强度校核。

2.半浮式半轴强度校核计算
根据《汽车工程手册》P1211公式（4-9-44） 半轴的扭转应力为
4MPa 9.510102214.3925
.6106716101633
33
=⨯⨯⨯=
⨯=
d T
πτ ＜[τ]=490-
588MPa
式中，τ——半轴扭转应力，MPa ；
d ——半轴直径，mm 。

根据《汽车工程手册》P1212公式（4-9-47） 半轴的最大扭转角为
6.3614
.337..22986335800
925.61067180180=⨯⨯⨯⨯=
=
π
θp Gl l T ︒-︒=≤156θ
式中，θ——最大扭转角扭转角；︒-︒=156θ
l ——半轴长度；mm 由凯越车型初选800mm
G ——材料剪切弹性模量，N ·2
m 选45号钢
G=335MPa 查工程材料与成行技术基础P93表（4-9）；
p I ——半轴断面极惯性矩，
4
4
4
37.22986322214.332mm d l p =⨯==π
半轴计算时的许用应力与所选用的材料、加工方法、热处理工艺及汽车的使用条件有关。

当采用40Cr ，40MnB ，40MnVB ，40CrMnMo ，40号及45号钢等作为全浮式半轴的材料时，其扭转屈服极限达到784MPa 左右。

在保证安全系数在1.3～1.6范围时，半轴扭转许用应力可取为[]τ＝490～588MPa 。

半轴花键设计计算
为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径，常常将加工花键的端部做得粗些，并适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数
必须相应地增加,半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。

重型车半轴的杆部较粗，外端突缘也很大，当无较大锻造设备时可采用两端均为花键联接的结构，且取相同花键参数以简化工艺。

在现代汽车半轴上，渐开线花键用得较广，但也有采用矩形或梯形花键的。

本设计半轴和半轴齿轮采用渐开线花键连接，对花键应进行剪切应力和花键挤压应力验算。

1）根据《汽车工程手册》P1211公式（4-9-45）半轴花
键的剪切应力
MPa
4.6875
.0665.14025).523.526(10925.610674)(1043
3=⨯⨯⨯⨯+⨯⨯=+⨯=φτb zL d D T p s
式中： T ——半轴计算转矩，为1067.6925N ·m 据国标GB/3478.1-1983渐开线花键花键尺寸: 选30度平齿根，m=1，Z=25
D ——半轴花键外径，取26.5mm d ——与之相配的花键孔内径，取23.5mm z ——花键齿数，取25 L P ——花键工作长度，取40mm b ——花键齿宽，取1.665mm
φ——载荷分配不均匀系数根据机械设计基础P159查得φ在（0.7-0.8）之间，计算时可取0.75
2）根据《汽车工程手册》P1212公式（4-9-46）半轴花键的挤压应力
MPa
zL d D p c 39.7575
.04025)5.23.526(10925.610678)(10T 8223
223=⨯⨯⨯-⨯⨯=-⨯=φσ
式中根据机械设计基础表（10-11）剪切应力不大于73MPa ，挤压应力不大于200MPa ，根据要求，以上均合格。

最小离地间隙
根据别克凯越汽车维修手册表（1-14）有轮胎型号：185/65R14
查表GB9743-1997的轮胎型号为14185R 的参数为：
表4-2-1
根据《汽车工程手册》P1187表（4-9-1）有汽车驱动桥最小离地间隙：
最小离地间隙 h=车轮滚动半径–大齿轮分度圆半径-间隙-壳
厚=361-203/2-4-28=227.5mm>190mm(图4-2-3)
合格
总结
附图
参考文献
1.陈家瑞. 汽车构造（下册）. 北京：人名交通出版社，2008；
2.杨可桢、程光藴. 机械设计. 北京：高等教育出版社，2004；
3.张春林. 机械原理. 北京：高等教育出版社，2005；
4.何铭新、钱可强. 机械工程图学.高等教育出版社，2003；
5.电子版《机械设计手册》；
6.庞国星. 工程材料与成型技术基础.北京：机械工业出版社2004。