差速器的计算过程

学号********成绩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 2010年 4月系别机电工程系专业汽车服务工程班级 13班姓名郑永豹指导教师邓宝清2010 年 05 月 24 日目录一、设计任务书........................... 错误!未定义书签。

二、差速器的功用类型及组成............... 错误!未定义书签。

（一）、齿轮式差速器................... 错误!未定义书签。

（二）滑块凸轮式差速器................ 错误!未定义书签。

（三）蜗轮式差速器.................... 错误!未定义书签。

（四）牙嵌式自由轮差速器.............. 错误!未定义书签。

三、主减速器基本参数的选择计算........... 错误!未定义书签。

（一）主减速器直齿圆柱齿轮传动设计.... 错误!未定义书签。

四、主减速器主、从动齿轮的支撑方案选择... 错误!未定义书签。

（一）、主动齿轮的支撑................. 错误!未定义书签。

五、差速器设计计算....................... 错误!未定义书签。

（一）差速器中的转矩分配计算.......... 错误!未定义书签。

（二）差速器的齿轮主要参数选择........ 错误!未定义书签。

六．总结................................. 错误!未定义书签。

参考文献................................. 错误!未定义书签。

附图..................................... 错误!未定义书签。

一、设计任务书已知条件：（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）；（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。

传动方案：如参考图例设计工作量：（1）差速器设计计算说明书1份。

（2）差速器装配图1张（A0图纸）；按要求绘制差速器总成图，包括主传动及半轴。

（3）零件工作图2张（同一设计小组的各个同学的零件图不得重复，须由指导教师指导选定）；二、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。

（一）、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：（二）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。

（三）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。

（四）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。

三、主减速器基本参数的选择计算发动机Nmax: 74kw/5600rmp发动机Mmax: 4000rmpI 档变比:主传动比～差速器转矩比S=安全系数为n=发动机的最大转矩m N M .134max =，rmp n 4000=，发动机到主传动主动齿轮的传动效率0.96η=，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2.30=i因此总传动比464.105.327.3012=⨯=⨯=i i i因此输出转矩13.201996.0134464.105.1max 20≈⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=ηM i n T 差速器转矩比S=~之间选取，这里取S=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 bs b 解得：m N T m N T s b .878.1141== （一）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 62~564）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 4.54172.312=⨯==iZ Z 取552=Z 24.312==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 []32112⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛≥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 Kmm N T .1021.41096.027.3134531⨯=⨯⨯⨯=βεcos 112.388.121⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=z z a ，计算端面重合度45.1=a ε76.075.025.0=+=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 101110306.1)1730016(140006060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N 91210993.3⨯==iN 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 11lim 1=⨯==σσ []MPa MPa S Y F F N F 6.80925.192.01100min 22lim 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[]0058.0111=⋅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 32.30058.0177.076.01021.422)(23253111211=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⋅≥σψε 修正t m ：s m n z m v t /32.310006011=⨯=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 tt 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≤±⋅=12211 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 ZMPa H H 14002lim 1lim ==σσ取1min =H S 则[]MPa S Z H N H H 1148min11lim 1=⋅=σσ[]MPa S Z H N H H 1190min22lim 2=⋅=σσ将确定出的各项数值代入接触度校核公式，得[]125114324.324.25.59421021.415.2283.05.28.189H HMPa MPa σσ<=⋅⨯⨯⨯⨯⨯⨯=接触强度满足.直齿圆柱齿轮传动几何尺寸四、主减速器主、从动齿轮的支撑方案选择主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。

齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关外，与齿轮的支撑刚度也密切相关。

（一）、主动齿轮的支撑主动齿轮的支撑可分为悬臂式支撑（如图四—1）和夸置式支撑（如图四—2）两种。