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 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，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/4000rmpI 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 .142max =，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⎪⎩⎪⎨⎧=+=0TT T T T S s bs 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 62~564）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 5.59175.312=⨯==iZ Z 取602=Z53.312==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 .1046.41096.027.3142531⨯=⨯⨯⨯=βεcos 112.388.121⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=z z a ，计算端面重合度45.1=a ε76.075.025.0=+=aY 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 Y101110306.1)1730016(140006060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N91210993.3⨯==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 4.77425.188.01100min11lim 1=⨯==σσ[]MPa MPa S Y F F N F 6.80925.192.01100min22lim 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 βmm 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 ma 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0M 平均分配给左、右两半轴齿轮，即：()m N M M M ⋅===1.78021021 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：SbM M S =（取S=1.3） 0M M M S b =+ 整理以上两个式子得，3.10=-bbM 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0A 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0R 确定后，可初步根据下式确定节锥距0Ab 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。