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机械毕业设计全套
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CL02-037@托森差速器的设计,机械毕业设计全套
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1 目 录 一托森差速器的简介 -1 二托森差速器的工作原理 -2 三蜗轮、蜗杆设计 -5 四蜗杆前、后轴的设计 -9 五空心轴的设计 -10 六直齿圆柱齿轮设计 -11 七蜗轮轴设计 -14 八差速器外壳的设计 -16 九参考车型相关数据 -17 十 设计心得 -17 十一 .参考文 献 -20 一 托森差速器的简介 每辆汽车都要配备有差速器，我们知道普通差速器的作用：第一，它是一组减速齿轮，使从变速箱输出的高转速转化为正常车速；第二，可以使左右驱动轮速度不同，也就是在弯道时对里外车轮输出不同的转速以保持平衡。它的缺陷是在经过湿滑路面时就会因打滑失去牵引力。而如果给差速器增加限滑功能就能满足轿车在恶劣路面具有良好操控性的需求了，这就是限滑差速器 (Limited Slip Differential，简称 LSD)。全轮驱动轿车 AWD 系统的基本构成是具有 3 个差速器，它们分别控制着前轮、后轮、前后驱动轴扭矩分配。这 3个差速器不只是人们常见的简单差速器，它们是 LSD差速器，带有自锁功能以保证在湿滑路面轮胎发生打滑时驱动轮始终保持有充足的扭矩输出从而在恶劣路况获得良好的操控。世界上的 LSD差速器有好几种形式，今天我们就来看看 Torsen自锁差速器系统。 Torsen 的音译，这个名字取自 Torque-sensing Traction 的单词头几个字nts 2 母的组合。其专业意思是：牵引力自感应式扭矩分配。从 字面意思就可以理解：它可以根据各个车轮对牵引力的需求而分配扭矩输出。最为难得可贵的是：这样的分配完全靠机械装置来完成，反应迅速而准确。 。 Torsen 的核心是蜗轮、蜗杆齿轮啮合系统 。 从 Torsen差速器的结构视图中我们可以看到双蜗轮、蜗杆结构，正是它们的相互啮合互锁以及扭矩单向地从蜗轮传送到蜗杆齿轮的构造实现了差速器锁止功能，正是这一特性限制了滑动。在弯道行驶没有车轮打滑时，前、后差速器的作用是传统差速器，蜗杆齿轮不影响半轴输出速度的不同。如车向左转时，右侧车轮比差速器快，而左侧速度低，左右速度不同的蜗轮 能够严密地匹配同步啮合齿轮。此时蜗轮蜗杆并没有锁止，因为扭矩是从蜗轮到蜗杆齿轮。 当右侧车轮打滑时，蜗轮蜗杆组件发挥作用，如是传统差速器将不会传输动力到左轮。对于 Torsen LSD 差速器，此时快速旋转的右侧半轴将驱动右侧蜗杆，并通过同步啮合齿轮驱动左侧蜗杆，此时蜗轮蜗杆特性发挥作用。当蜗杆驱动蜗轮时，它们就会锁止，左侧蜗杆和右侧蜗杆实现互锁，保证了非打滑车轮具有足够的牵引力。 Torsen 差速器的特点 ： Torsen 差速器是恒时 4 驱，牵引力被分配到了每个车轮，于是就有了良好的弯道、直线 (干 /湿 )驾 驶性能。 Torsen自锁中心差速器确保了前后轮均一的动力分配。任何速度的不同，如前轮遇到冰面时，系统会快速做出反应， 75%的扭矩会转向转速慢的车轮，在这里也就是后轮。 Torsen 差速器实现了恒时、连续扭矩控制管理，它持续工作，没有时间上的延迟，但不介入总扭矩输出的调整，也就不存在着扭矩的损失，与牵引力控制和车身稳定控制系统相比具有更大的优越性。因为没有传统的自锁差速器所配备的多片式离合器，也就不存在着磨损，并实现了免维护。纯机械 LSD具有良好的可靠性。 Torsen差速器可以与任何变速器、分动器实现匹配， 与车辆其它安全控制系统 ABS、TCS(Traction Control Systems，牵引力控制 )、 SCS(Stability Control Systems，车身稳定控制 )相容。 Torsen差速器是纯机械结构，在车轮刚一打滑的瞬间就会发生作用，它具有线性锁止特性，是真正的恒时四驱，在平时正常行驶时扭矩前后分配是 50 50。 缺点： 一是造价高，所以一般托森差速器都用在高档车上； 二 是重量太大，装上它后对车辆的加速性是一份拖累。 托森差速器几乎可以成为 20 世纪继转子发动机以后精妙机械设计的典范。不过正是因为这套 机构的精妙，导致其需要非常高的加工精度、制造工艺和高强度的材料才能保证其性能的发挥，所以成本非常之高。奥迪 Quattro 之所以没有在前后差速器上都采用托森差速器，估计也是出于成本的考虑。 二 托森差速器的工作原理 托森差速器主要是由外壳，空心轴，蜗轮（ 6个），齿轮（ 12个），蜗杆前轴，蜗杆后轴。空心轴通过花键与外壳联接在一体，齿轮通过蜗轮轴安装在差速器外壳上，其中三个蜗轮与前轴蜗杆啮合，另外三个蜗轮与后轴蜗轮相啮合。与前、后轴蜗杆相啮合彼此通过直齿圆柱齿轮相啮合，前杆和驱动桥的差速器前齿轮轴为一体，后轴蜗杆 和驱动后桥的差速器后齿轮轴为一体。当汽车驱动时，来自发动机的动力通过空心轴传至差速器外壳，差速器外壳通过蜗杆轴传至蜗轮。前轴蜗杆通过差速器前齿轮轴将动力传至前桥，后轴蜗杆通过差速器后齿轮轴传至后桥，从而实现前、后驱动桥的驱动牵引作用，当汽车转弯时，前后驱动轴出现转速差，通过啮合的直齿圆柱齿轮相对转动，使一轴转速加快，另一轴转速下降，nts 3 实现差速作用。 图一是托森差速器的结构，图二 ，图三 是托森差速器在奥迪车中安装的部位图。 1.托森差速器的工作过程 。 托森差速器的工作过程 可以分为 2种情况：设前、后轴蜗 杆转速分别为1n、2n差速器壳转速为0n。 1） .当1n=2n时，为汽车直线行驶，当汽车驱动时，来自发动机的动力通过空心轴传至差速器外壳，再通过蜗轮轴传至蜗轮最后传到蜗杆。前、后蜗杆轴将动力分别传至前、后桥。由于两蜗杆轴将动力分别传至 前、后桥。由于两蜗杆轴转速相 等，故蜗轮与蜗杆之间无相对运动，两相啮合的直齿圆柱齿轮之间亦无相对传动，差速器壳与两蜗杆轴均绕蜗杆轴线同步转动，即0n=1n=2n。其转矩平均分配。设差速器壳接受转矩为0M，前、后蜗杆轴上相对应驱动转矩分别为1M、2M，则有1M+2M=0M。 图一 nts 4 2） .当1n 2n时，汽车转弯或某侧车轮陷于泥泞路面时，为便于分析，假设差速器外壳不懂动，即0n=0，又1n 2n，在1n作用下，前轴蜗杆带动与其啮合的蜗轮转动 ，蜗轮两端的直齿圆柱亦随之以转速rn转动，同时带动与其啮合的直齿圆柱齿轮以转速rn反向转动，因齿轮与后轴蜗杆一体，则后轴蜗杆朝相反方向转动。显然，这是不可能的，因蜗轮蜗杆传动副 的传动逆效率极低。实际上，差速器壳一直在旋转，0n 0，前、后轴蜗杆亦随之同向旋转。此时两轴之间的转速差是通过一对相啮合的圆柱齿轮的相 对转动而实现的。由上述分析知，前蜗杆轴使齿轮转动，齿轮随之被迫 转动，并迫使后轴蜗轮带动后轴蜗杆转动，因其齿面之间存在很大的摩擦力，限制了齿轮转速的增加，减少了齿轮及前轴蜗杆转速的增加。显然，只有当两轴转速差不大时才能差速。 图二 图三 nts 5 2.托森差速器的转矩分配原理 托森 差速器是利用蜗轮蜗杆传动副的高内摩擦力矩 Mr 进行转矩分配的 。 其原理简述如下 :设前轴蜗杆 1的转速大于后轴蜗杆 2的转速 ,即 n1 n2 ,前轴蜗杆1将使前端涡轮转动 ,涡轮轴上的直齿圆柱齿轮 3也将转动 ,带动与之啮合的后端直齿圆柱齿轮 4 同步转动 ,而与后端直齿圆柱齿轮同轴的蜗轮也将转动 。 则后端蜗轮带动后轴蜗杆 2转动 。 蜗轮带动蜗杆的逆传动效率取决于蜗杆的螺旋角及传动副的摩擦条件 。 对于一定的差速 器结构其螺旋角是一定的 。 故此时传动主要由摩擦状况来决定 。 即取决于差速器的内摩擦力矩 Mr ,而 Mr 又取决于两端输出轴的相对转速 。 当 n1 , n2 转速差比较小时 ,后端蜗轮带动蜗杆摩擦力亦较小 ,通过差速器直齿圆柱齿轮吸收两侧输出轴的转速差 。 当前轴蜗杆 n1 较高时 ,蜗轮驱动蜗杆的摩擦力矩也较大 ,差速器将抑 制该车轮的空转 ,将输入转矩 M0多分配到后端输出轴上 ,转矩分配为 M1 =1/2(M0-Mr )， M2 =1/2(M0 Mr )。 当 n2 =0,前轴蜗杆空转时 ,由于后端蜗轮与 蜗杆之间的内摩擦力矩 Mr 过高 ,使 M0全部分配到后轴蜗杆上 ,此时 ,相当于差速器锁死不起差速作用 。图四 为工作原理图 蜗轮式差速器转矩比 tantanb,其中 为蜗杆螺旋角 , 为摩擦角 .当 = 时 ,转矩比 b,差速器自锁 .一般b可达 5.59,锁紧系数 K 可达0.70.8.选取不同的螺旋升角可得到不同的锁紧系数 ,使驱动力既可来自蜗杆 ,也可以来自蜗轮 .为减少磨损 ,提高使用寿命 , b一般降低到 33.5 左右较好 ,图 四 nts 6 这样即使在一端车轮附着条件很差的情况下 ,仍可以利用附着力大的另一端车轮产生足以克服行驶阻力的驱动力 . 托森差速器由于其结构及性能上的诸多优点 ,被广泛用于全轮驱动轿车的中央轴间差速器及后驱动桥的轮间差速器 .但由于在转速转矩差较大十的自动锁止作用 ,通常不用做转向驱动桥的轮间差速器 。 三 蜗轮 蜗杆设计 1.选择蜗杆传动类型 根据 GB/T10085-1988 的推荐 ,采用渐开线蜗杆 (ZI)。 2.选择材料 蜗杆采用 40CR,并经淬火处理 ,硬度为 48-55HRC,蜗轮采用 ZCUSN10P1,金属模铸造 ,为节约材料 .齿圈用青铜 ,轮芯用灰铸铁 HT100 铸造 。 3.按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则 ,先按齿面接触疲劳强度进行设计 ,再校核齿根弯曲疲劳强度 ,传动中心矩 ： 322 （式 1） ； 蜗杆传动的中心距； 蜗轮的许用接触应力； 2 蜗轮传递的 转 矩； 载荷系数； 弹性影响系数； 接触系数； 1).确定作用在蜗轮上的转矩 2 按 1 =4,估取 =0.90,则 P=99.36KW, n=1400/3=466.7r/min T2 =9.55 106 np=9.55 106 7.466 96.036.99 =182986 mm 2).确定载荷系数 K 因工作载荷较稳定 ,故取载荷分布不均匀系数=1,由 7表 11-5 选取使用系数 =1.15.由于转速不高 ,冲击不大 ,可取动载系数v=1.05,则 K= v=1.15 1.05 1 1.21 (式 2)； nts 7 使用系数； 动载系数； v 载荷分布不均匀系数 3).确定弹性影响系数 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配 ,故 =160 MPa 2/1 4).确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径 d1 和传动中心距 a 的比值 d1 /a=0.5,从 7中图 11-18中可查到=2.7 5).确定许用接触应力 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜 ZCUSN10P1,金属摸铸造 ,蜗杆螺旋齿面硬度 45HRC,可从 7表 11-7 中查到蜗轮的基本许用应力 =268MPa 设要求寿命 Lh为 120000h, 应力循环次数 : N=60jn2 Lh=60 1 466.7 120000=3.36 109 (式 3)； 寿命系数 ： K=8 971036.310=0.36 = K =0.36 268=96.48MPa(式 4)； 蜗轮基本许用接触应力； K 寿命系数 。 6).计算中心距 a 3 248.967.21608.1 8 29 8 621.1 35mm 取中心距 a=64 mm,故从 7中表 11-2 取模数 m=8,蜗杆分度圆直径 d1 =32 mm.这时 d1 /a=0.5,从 7图 11-18 中可查得接触系数 Z=2.7,因为 Z Z。 因nts 8 此以上计算结果可用 。 4.蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 1).蜗杆 轴向齿距 : Pa= m=3.14 8=25.12mm.(式 5)； 直径系数 ： q= d1 /m=4（式 6） ； 齿顶圆直径 ： d1a= d1 +2h*am=32+2 1 8=48 mm.(式 7)； 齿根圆直径 : d1f=d1 2(h*am+c） =32 2 (8+4)=8mm(式 8)； 分度圆导程角 ： r=1arctan qz=45 (式 9)； 2).蜗轮 蜗轮齿数 Z2 =12； 变位系数 X2 =0 ； 验算传动比 ： i = z2 /z1 =12/4 =3(式 10)； 这时传动比误差为 (3 3)/3=0，允许 。 蜗轮分度圆直径 ： d2 =mZ2 =8 12=96mm(式 11)； 蜗轮喉圆直径 ： d2a= d2 +2h2a=96+2 8=112mm(式 12)； 蜗轮齿根圆直径 ： d2f= d2 2hf=96 2 8(1+0.25)=76mm(式 13)； 蜗轮咽喉母圆半径 ： r2g=a 12d2a=64 12 112=8mm(式 14)； 5.校核齿根弯曲疲劳强度 nts 9 =mdd k21 253.1 Y2FaY F(式 15)； k 载荷系数； Y 螺旋角影响系数； Y2Fa 齿形系数； F 许用弯曲应力； 弯曲应力 ； 2T 传递的转矩 。 当量齿数 ： Z2v= r32cos=45cos123=82.8(式 16)； 根据 X2 = 0.5， Z2v=82.8，从 1 图 11-19 中可查得齿形系数 ： Y2Fa=2.38 螺旋角系数 ： Y=114045=0.68 许用弯曲应力 ： F = F KFN 从 7表 11-8 中查得由 10 1zcusn p 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 F =56Mpa 寿命系数 ： KFN=9 961036.310=0.41 F =56 0.41=22.96MPa F = 68.035.23.2583.663 8.18298621.153.1 =27.66MPa 弯曲强度是满足的。 四 .蜗杆 前、 后 轴的设计 1.选择轴的材料 nts 10 轴的材料为 40Cr ，由 7中表 15-3 查得， 40Cr 的 为 3555MPa。 2.求出轴上的功率、转速 n1 =446.7r/min P=99.36 0.9=89.42KW 3.初步确定轴的最小直径 A0值为 11297，由 7中式 15-2 查得 d30 n(式 17)； 功率； n 转速； A0 面积。 d 5.657.44642.89112 3 mm， d 取为 66mm 由 7表 15-4 查得 : W 0.1d3 =0.1 343000=34300(式 18)； W 0.2d3 =0.2 343000=68600(式 19); T=9.55 106 8.1 8 2 9 8 67.4 4 6 9.036.991055.9 6 nN mm(式 20)； 35.126.1 4 8 1 7 8.1 8 2 9 8 6W (式 21)； 合格。 五 .空心轴的设计 1.选择轴的材料 轴的材料为 40Cr ，由 7中表 15-3 查得 40Cr 的 为 3555MPa。 2.求出轴上的功率、转速 Q n1 =1400 r/min， I 档传动比为 4.31， n=324.83r/min nts 11 =99.36 0.9=89.42KW 3.初步确定轴的最小直径 A0值为 11297，由 7中式 15-2 查得 d130 n; d1 8.6983.32442.89112 3 ; d1 取为 72mm。 Q d1 =72mm 100mm ，轴径增大 5%7%， d 取为 75.677.04，取为 77。 由 1表 15-4 查得 = 86.07766 ， W 1.0 d31 (1 4 )=21187.5 W =0.2d31 (1 4 )=42375 05.424 2 3 7 53.3 2 4 42.891055.9 6W (式 22)； 合格。 4.空心轴上花键的选择 d1 70.8，由机械设计指导表 9-26 知 ： 小径 d 取为 72mm，选用中系列，其规格为 N d1 D B=10 72 78 12，C=0.6， r=0.5，参考 d min1 =67.4mm， a min1 =1.0mm，装配形式为固定，采用一般用公差带，外花键中的 d 用 h7， D 为 a11， B 为 h10。 六 直齿圆柱齿轮设计 已知：输入功率 p1 =99.36 0.9=89.42KW 齿轮转速 n=1400r/min,齿数比 u=1，工作寿命为 120000 小时。 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1） 选用直齿圆柱齿轮传动； 2）选用 7级精度； 3）材料选择 ,选择齿 轮材料为 40Cr(调质 )，硬度为 280HBS。 nts 12 4）选择齿数 Z1 =Z2 =24。 2.按齿面接触强度设计。 由 设计计算公式 进行计算，即 dt1 2.32 321 1 uuQ dt (式 23)； dt1 分度圆直径； Kt 载荷系数； T1 齿轮传递的扭矩； u 齿数比； Z 材料的弹性影响系数； H 接触疲劳许用应力 ； dQ 齿宽系数 ； 1).确定公式内的各计算数值。 （ 1） 试选载荷系数 Kt=1.3； （ 2） 计算齿轮传递的转矩 ： T1 =95.5 105 P1 /n=95.5 105 89.42/1340.1=5.37 105 N mm； （ 3） 齿宽系数 1dQ。 （ 4） 材料的弹性影响系数 Z =189.8MPa21 。 （ 5） 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度 600LimMPa。 （ 6） 计算应力循环次数 N=60njL =60 1340.1 1 120000=9.65 109 (式 24)； （ 7） 查得接触 疲劳寿命系数 92.0； （ 8）计算接触疲劳许用应力 取失效率为 1%，安全系数 S=1， 得： 5521 60092.0 S L im MPa(式 25)； 2).计算 （ 1）试算齿轮分度圆直径 dt1，代入数值得 ： nts 13 dt1 2.32 265528.1891211037.53.13 25 mm （ 2）计算圆周速度 V V= 58.0100060 1.134026100060 1 nd tm/s （ 3）计算齿宽 b b= 262611 td dQmm (4)计算齿宽与齿高之比 模数 mt=dt1/z=26/24=1.08mm 齿高 h=2.25mt=2.25 5.43=2.44m b/h=26/2.44=10.6 （ 5）计算载荷系数 据 V=0.58， 7级精度， 查得动载系数 Kv=1.18 直齿轮，假设 K Ft/b 100N/mm，查得 Ka=KFa=1.1 查得使用系数 K =1，查得 7级精度，齿轮相对支承非对称布置时， K=Kv 0.18(1 0.6Q2d)Q2d 0.23 103 b =1.18 0.18(1 0.6 12 ) 12 0.23 103 5.3 =1.468 由 b/h=10.6， K=1.468 查 得 KF=1.44，故载荷系数 : K=K KvKKa=1 1.18 1.1 1.468=2.079(式 26)； Kv 动载系数； K 使用系数； K、 Ka 齿间载荷分配系数。 （ 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径， 得 d=dt1 4.303.1079.226 33 tmm(式 27)； （ 7）计算模数 m M=d/z=30.4/24=1.27mm 3.按齿根弯曲强度设计 nts 14 弯曲强度的设计公式为 m 3 212 F FasadQ (式 28)； K 载荷系数； Ysa 齿形系数； YFa 应力校正系数； m 模数； Z 齿数； T1 转矩； Q 齿宽系数。 1).确定公式内的各计算数值。 （ 1） 查得齿轮的弯曲疲劳强 度极限 500F MPa； （ 2） 查得弯曲疲劳寿命系数 KF=0.85； （ 3）计算弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得 4.1 50085.0 S FFF =303.57MPa(式 29)； （ 4）计算载荷系数 K K=K KvKFaKF=1 1.18 1.1 1.44=2.02(式 30)； （ 5）查取齿行系数 YFa=2.65 （ 6） 查取 应力校正系数 Ysa=1.58 （ 7）计算齿轮的 FsaFaYY并加以比较 FsaFaYY=57.303 58.165.2 =0.01379 2).设计计算 m 23.12411037.502.22325 mm 圆整后取 m=1.5mm,因为 d=26.0mm Z=d/m=26/1.5=17.3；取 18。 4.几何尺寸计算： 1).计算分度圆直径 nts 15 d=Zm=18 1.5=27mm 2).齿宽 b=Qdd=1 27=27mm 3).中心距 a=(d1 d2 )/2=24mm 5.验算： Ft= 8.3 9 7 7 727 1037.5225 dTN(式 31)； 1 47 327 8.3 97 7 71 b F t N/mm 100N/mm(式 32)； 合适 。 七 .蜗轮轴设计 1.求解轴上的功率 P，转速 n,转矩 T P=99.36 0.9=89.42KW n=1400r/min T=95.5 105 nP=6.1 105 N mm 2.求作用在齿轮上的力 已知齿轮的分度圆直径为： d1 =27mm； F1t= 451105.427 101.622 dT N F1r =F1t 42.436520s in 25.14c o s20c o s105.4s in c o sc o s 1 1141 11 nn aa N 蜗轮的分度圆直径为 d2 =258.3mm F2t= 452108.332 101.622 d T F2r =F1t 65.140520s in 25.14c os20c os108.3s in c osc os 1 1141 11 naN F2a=F2t 5.109825.14s in 25.14c os108.3s inc os 11311 N nts 16 3.初步确定轴的最小直径 初步估算轴的直径 。选取轴的材料为 45 号钢，调质。 取 A0=112，于是得： d=A0 33 14 0092.89112 npmm=18.01mm 由于轴安装的是 套筒 的直径 是最小的 ，所以 取 套筒 的直径为 19mm 4.轴的结构设计 1).拟定轴上的零件的装配方案 如图所示的装配方案 2).根据轴向定位确定轴的各段直径和长度 （ 1） .为了齿轮与蜗轮的周向定位 ,我们选用套筒 ,所以 186521 ll mm； 166521 dd mm； （ 2） .由于齿宽 b=27mm,所以 145432 llmm, 205432 ddmm。 （ 3） 由于蜗轮长度为 82mm,所以 8243 lmm, 4043 dmm。 （ 4）轴总长 14618148214186554433221 llllllmm。 3).轴上零件的周向定位 齿轮、蜗轮与轴的周向 定位均采用 花 键联接，由手册查得平键截面 bh=8mm 7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 14mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 7/ 6Hk,同样，蜗轮与轴的配合 选用 44b h m m m m ，蜗轮轮毂与轴的配合为 7/ 6Hk，轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 4).确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 1 45。 5).按弯矩合成应力校核轴的强度 图五 nts 17 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 B）的强度，根据 215-5及上面的数值，并取 a=0.6，轴的计算应力 22221332 7 0 9 3 8 0 . 6 5 7 8 0 0 0 3 9 . 80 . 1 4 8c a a aM a T M P M PW 前已选定轴的材料为 45钢，由 2表查得 1 60 aMP ,故 1ca，故安全 八 差速器外壳的设计 用 半径为 115mm,宽 度为 160mm的圆柱体。为便于安装，把外壳分成两 部分，用螺栓联接。在外壳与空心轴的连接处 加个套筒，套筒直径选用 80mm，长度 15mm。在外壳与前、后蜗杆轴的联接处加垫片，以减少之间的摩擦。在蜗杆与差速器壳处也用垫片。安装时，我们把外壳与空心轴用花键联接好， 然后把前、后蜗 杆轴套在外壳中，再来安装好蜗轮轴最后用外壳、用螺栓拧紧。 如图六 图六 九 .参考车型相关数据 装载重量： 2.5t,汽车总重量： 7.94t，发动机最大功率： Pmaxe/np=99.36/3000KW；发动机最大转矩： Tmaxe/n =360 380/1200 1400Nm；主减速器传动比 ： 6.17；轮胎尺寸：子午线轮胎 11-18-4；变速器传动比： .5.31， .4.31， .2.45， .1.54， .1.00， R.7.66；分动器传动比：高档： 1.08，低档： 2.05；最高车速： 80km/h。 十 .设计心得 经过 2 个星期的托森差速器的设计 ,我从中学习到了许多东西 ,让我感受很深 ,使我受益匪浅。 在这次设计中 ,由于所有的设计说明都要在电脑上完成 ,首先一点就是让 我nts 18 更加熟悉对 Word 文档的使用程度 ,同时我也学会了怎样利用公式编辑器来编入我需要输入的公式 .同时对我的打字速 度也有了一定的提高 . 其次 ,让我又重新复习了一下我刚学过的 机械工程底盘以及大三时候学习的机械设计和机械原理课程 ,同时也复习了一些材料力学以及大一时候学习的画法几何的知识 ,还有大二时候学习的 CAD制图技术等 ,可以说通过这次设计 ,使我对现在和以前的课程和专业知识又复习了一遍 ,又巩固了一遍 ,可以说温故而知新啊 !增强了专业知识 ,使我更加熟悉差速器 的工作原理和设计过程 .对托森差速器也 有了更深刻的了解。 并对差速器有了很深的了解，差速器有三大功用： 把发动机发出的动力传输到车轮上； 充当 汽车主减速齿轮，在动力传到车轮之前将传动系的转速减下来 将动力传到车轮上，同时，允许两轮以不同的轮速转动 。 差速器就是一种将发动机输出扭矩一分为二的装置，允许转向时输出两种不同的转速。 在现代轿车或货车，包括许多四轮驱动汽车上，都能找到差速器。这些四轮驱动车的每组车轮之间都需要差速器。同样，其两前轮和两后轮之间也需要一个差速器。这是因为汽车转弯时，前轮较之后轮，走过的距离是不相同的。 部分四轮驱动车前后轮之间没有差速器。相反的，他们被固定联结在一起，以至于前后轮转向时能够以同样的平均转速转 动。这就是为什么当四轮驱动系统忙碌时，这种车辆转向困难的原因。 不同车速下转弯 我们将从最简单的一类差速器 开式差速器，讲起。首先，我们需要了解一些技术：下图就是一个开式差速器部件。 当一辆轿车沿着一条路直线行驶时，两侧车轮以同一转速转动。输入小齿轮带动螺旋锥齿轮和壳体。壳体内的小齿轮都不转动，两边的齿都有效的将壳体锁住。 注意到输入小齿轮的齿比螺旋锥齿轮的齿小。如果主减速比为 4.10，螺旋锥齿轮的齿数就要比输入小齿轮的齿多 4.10 倍。更多关于传动率的信息请参阅齿轮是如 何工作的。 当一辆汽车转弯时，车轮必须以不同的转速旋转。 壳体内的小齿轮在车辆转向时开始转动。以此实现两侧车轮以不同的转速旋转。内侧车轮要比壳体转得慢。但外侧车轮就要转得相对快点。 在薄冰上行驶 开式差速器一般都是将相同大小的扭矩分配到两侧
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