差速器设计说明书

1、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3、 C176kw/6000rmp4000rmpFF横置已知条件：（ 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w0.96 ；（ 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

2、）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

3、， 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

4、、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 567900，锁紧系数是达 0708。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 265300，k 降到 045050 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 524) 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

5、， 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

6、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: 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 max142N .m ，n4000 rmp ，发动机到主传动主动齿轮的传动效率0.96 ，安全系数n1.5一档变比 i1 3.27，本次设计选用主加速器传动比i03.5因此总传动比 i 2i1 i03.27 3.510.464因此输出转矩 T0n i 2M max1.510.4641420.96 2139 .

7、7差速器转矩比 S=之间选取，这里取S=轴最大转矩为 Tb ，半轴最小转矩为 TsSTbTb1210N.mTs得到方程解得：930N .mTbTsTsT0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 20 CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度为56 62HRC4）选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，z1 ， z2 之间应避免有公约数。选小齿轮 Z117Z 2 iZ 13.5 17 59.5 取 Z260z23.53z12. 按齿根弯曲疲劳强度设计承载能力一般取决于弯曲强

8、度, 故先按弯曲强度设计, 验算接触强度。有m2KT1YYFa YSa3d z12F确定式中各项数值：因载荷有较重冲击，查得K A1.5 故初选载荷系数K t2T1142 3.270.9610 34.46 105 N .mma1.88 3.211cos ，计算端面重合度a1.45z1z2Y0.750.760.25a齿宽系数选取d0.7查得 YFa12.95 ， YSa11.52 ， YFa 22.27 ， YSa2 1.73N160n1 jL h 6040001 (16 300 17) 1.306 1010N 2N 13.99310 9i查得 YN10.88 ， YN 20.92 ；取 SF

9、min1.25查得F lim 1F lim 21100 MPaF lim 1YN 111000.88774.4MPaF1SF minMPa1.25F2F lim 2YN 211000.92 MPa809.6MPaSF min1.25YFa1YSa12.95 1.520.0058F1774.4YFa 2YSa22.271.730.0049F2809.6取 YFa1 YSa1 0.0058 , 设计齿轮模数：F1将确定后的各项数值代入设计公式求得：2K t T1YYFa 1 YSa132 24.211050.76mt3()17 20.0058mm 3.32mm0.7d z12F 1修正 mt ：

10、vmt z1n13.32m / s100060查得K v1.16 （动载系数）查得K1.03 （齿向载荷分布系数）查得K a1.2 （齿间载荷分配系数）则 KK A K v KK a 1.51.16 1.031.22.15m mt 3K3.323 2.15mm 3.40mmK t2则选取第一系列标准模数m3.5mm齿轮主要几何尺寸：d1mz159.5mm ；d 2mz2192.5mm ；amz2 126mm；z12bd d141.65mm ，取 B142mm ， B2 47mm校核齿面接触疲劳强度2KT1u 1HZEZH Zubd12H查得 ZE189.8 MPa （弹性系数）查得 ZH2.5

11、 （节点区域系数）查得 Z0.83 （接触强度重合度系数）按不允许出现点蚀，查得ZN1 0.82 ， ZN2 0.85H lim 1H lim 21400MPa取 SH min1则H 1H lim 1Z N11148MPaSH minH 2H lim 2Z N 21190MPaSH min将确定出的各项数值代入接触度校核公式，得22.154.211052.24H189.8 2.5 0.834259.52MPa 1143MPaH 13.24接触强度满足 .直齿圆柱齿轮传动几何尺寸名称符号计算公式结果（ mm）分度圆直径dd1mz1 , d 2mz2d159.5, d2 192.5齿顶高hahah

12、a* mha3.5齿根高h fh f(ha*c* )mhf4.375全齿高hhha h fh7.875齿顶圆直径d ad a1d12ha , d a2d 22hada161.5, da2194.5齿根圆直径d fd f 1d12h f,d f 2d 22hfd f 150.75, d f 2183.75顶隙ccc* mc0.875中心距aam( z1z2 )a1262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i0 3.2 、 1 档变速比i1 3.54 ；差速器的转矩 M 0M max i1i0 0.96 142 3.27 3.5 1

13、560 .2 Nm（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 0 平均分配给左、右两半轴齿轮，即：M1 M21M 0 780.1 N m2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M b 与较低转矩侧半轴传递转矩M s 之比称为转矩比S，即：M b（取 S=）SM SM b M SM 0M b1.3，代入相关数据得，M b 881.9(Nm)整理以上两个式子得，M 0M b在设计过程中要将安全系数考虑上，安全系数范围n

14、1.2 1.6 ，该设计取 n1.4 。设计中较高转矩侧半轴传递转矩：M b n M b1.4881.91234 .7(N m)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Rb 和节锥距A0 的确定行星齿轮球面半径Rb 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Rb K b3 Td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K b 3.0 ，差速器计算转矩Tdmin Tce ,Tcs M 0 1560 .2( N .m) ，则Rb 3.0

15、31560.234.79mm取整 Rb 35mm差速器行星齿轮球面半径R0 确定后，可初步根据下式确定节锥距A0A0 ( 0.98 0.99)Rb取 A00.99 Rb 0.99 3534.65mm3. 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Z1 15 ，半轴齿轮齿数 Z 2 初选为 24，Z2 与 Z1 的齿数比为，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1 、2及模数 m行星齿轮和半轴齿轮节锥角1 、2分别为1arctan(Z1 / Z 2 )arctan(15 / 24)32 02arcta

16、n(Z 2 / Z1 )arctan(15 / 24)58 0当量齿数： ZZZ1151517.65v1cos320.85cos1Z 2242445.28v 2cos580.53cos2当量齿数都大于17，因此 Z1 , Z 2满足条件，不会根切锥齿轮大端端面模数m为m2 A0 sin12 A0 sin 2 2.45mm2.5mmZ1Z 2行星齿轮分度圆直径 d1 mZ137.5mm，半轴齿轮分度圆直径 d 2mZ 2 60mm 。压力角采用推荐值 22 030 ，齿高系数为。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

17、度。行星齿轮轴直径 d 为dT010 32139 .71031.1c nr d1.1 98 212 mm0.4 60行星齿轮在轴上的支承长度L 为 L 1.1d1.1 1213.2mm差速器齿轮的几何尺寸计算查得修正系数0.052齿侧间隙 B0.127汽车差速器直齿轮锥齿轮的几何尺寸计算步骤见下表序项目号1 行星齿轮齿数2 半轴齿轮齿数3 模数4 齿面宽度5 齿工作高6 齿全高7 压力角8 轴交角9 节圆直径10 节锥角11 节锥距12 周节13 齿顶高14 齿根高计算公式结果Z1 10 ，应尽量取小值15Z 2 14 25 ，且满足 LhL2460 nmF(0.25 0.30)A0 ； F

18、10m9mmhg1.6m40mmh1.788m0.051一般汽车：22030 ；有些重型车：25022030 900900d1mZ1 ； d2mZ 2d137.5mm ； d260mmarctanZ1； 2Z 2132.005 ； 257.9951Z2arctanZ1A0d1d 2A035.377mm2 sin2 sin12t3.1416mt7.854mmhg0.370mh12.564mm ， h21.436mmh1h2 ， h20.4302Z2/Z1h11.788mh1 ； h21.788m h2h11.906mm ； h23.034mm15径向间隙chhg0.188m0.051c=16 齿

19、根角17 面锥角18 根锥角19 外圆直径20 节锥顶点至齿轮外缘距离21 理论弧齿厚22 齿侧间隙23 弦齿厚24 弦齿高h1h213.084 ； 24.9011arctan； 2arctanA0A00112； 02220136.907 ； 0261.079R112 ；R 222R128.921； R 253.093d 01d12h1 cos1 ； d02d22h2 cos 2d0141.848mm；d0261.523mmd 2h1 sin1；02d1h2 sin0126.906mm；0122216.466mm02s1ts2； s2t(h1h2 ) tanms14.264, s2 3.592

20、BB=sx1s1s13B; sx2s2s23Bsx14.204mm;6d1226d 222sx23.537mmhx1h1s12 cos 1;hx 2h2s22 cos2hx12.666mm;4d14d2hx21.456mm差速器齿轮强度计算根据轮齿弯曲应力w 公式，w2Tkskm1032 1346.1 0.6 0.5601.01000 1313， n2 ，kv mb2d2 Jn1.0 2.5 9 60 0.255 2J 取，半轴齿轮齿面宽b29mm 。半轴大端分度圆直径d 2 前面计算得到 60mm，质量系数 kv1.0 ，由于模数 m2.5 ，大于 1.6mm，因此尺寸系数 k s (ms

21、/ 25.4) 0. 250.560 ，齿面载荷分配系数km1.0 ，半轴齿轮计算转矩T0.6T0 。 T0 min Tce ,Tcs，w2T0 ks km1032 1346.1 0.560 1.01000 2190MPa；则kv mb2d 2 Jn1.0 2.5 9 60 0.2552w1313MPaw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 T 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-

22、37 ）TX 2 rr( Tmax iL w / rr )rr0.61423.53.68750.961055 .6 N ? m 式中：X 2 个车轮的驱动力，X 2Tmax i L/ rr单位为 Nrr 轮胎的滚动半径，单位为m差速器转矩分配系数，对于圆锥行星齿轮差速器可取；iL 传动系最低档传动比，i L3.43.6875w 传动系效率，根据任务已知条件有w =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。dT 103（2.053（2.052.18）31067.6925 （20.9522.28） mm30.1962.18） T选 22mm式中， 许用半轴扭转

23、切应力，MPa； =490-588MPad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16T3161067.69253 =490-588MPad 3103.14 22310510.94MPa式中，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180T l1801067.6925800615Gl p33522986.376.363.14式中，最大扭转角扭转角；615l

24、 半轴长度； mm由凯越车型初选 800mmG材料剪切弹性模量，N m 2 选 45 号钢 G=335MPa查工程材料与成行技术基础P93 表（ 4-9 ）；I p 半轴断面极惯性矩，l pd 43.14 22422986.37mm43232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。在保证安全系数在范围时，半轴扭转许用应力可取为 490588MPa。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

25、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4T10341067.6925103s(D d )zLp b(26.5 23.5) 25 4068.