SUV汽车机械锁止式差速器设计

1、青岛理工大学毕 业 设 计（论 文）论文题目 SUV汽车机械锁止式差速器设计学 院 汽车与交通学院 专 业 车辆工程学生姓名 张少朋 学 号 200624031指导教师 邹旭东 2010年6月15日摘 要我国幅员辽阔，地理和道路条件复杂，在各种路面条件下均可获得良好行驶性能的装有防滑差速器的汽车非常适合我国的道路条件。但从我国汽车工业发展情况来看，由于我国汽车工业起步晚，技术相对落后，虽然有着良好的发展势头，但是车型中的关键总成防滑差速器的生产却与外国相差甚远。因此，国内汽车产品的更新换代在多方面要受制于国外，这无疑对我国汽车工业的发展极为不利。为此，本论文提供了一种性能优良的机械锁止式差速器

2、的设计方法。它能够在各种路面上使汽车获得适中的锁止系数，起到防滑的作用，提高汽车的通过性和安全性。本文的研究分两部分，一方面对各种机械式防滑差速器的性能进行了比较，并最终选用了摩擦片式自锁差速器；另一方面给出了摩擦片式自锁差速器的设计计算过程。首先，给出了防滑差速器的性能评价指标，并在此基础上对各种机械式防滑差速器的性能和使用环境进行了比较，并且针对所设计的车型，最终选用了摩擦片式自锁差速器。其次，阐述了摩擦片式自锁差速器的结构和工作原理。该差速器主要由半轴齿轮，行星齿轮，行星齿轮轴，差速器壳，主动摩擦片，从动摩擦片和推力压盘构成。然后，以某一具体车型为例，考虑其实际结构要求及工况，对摩擦片式

3、自锁差速器的具体结构参数进行了计算确定。最后，针对所设计的摩擦片式自锁差速器，通过对其锁止系数的检验，表明该差速器符合设计要求，能够满足该SUV汽车的使用要求。关键词：差速器，自锁，机械锁止，摩擦片式，设计ABSTRACTChina has a vast, complex geography and road conditions, cars with limited-slip differential in all road conditions given a good performance is ideal for the road conditions in China. Howev

4、er, From the perspective of the development of China's automobile industry ,as far as China's auto industry started late, technology is relatively backward; although the good momentum of development, but the model of the key assembly - the production of limited-slip differential is long far

5、from foreign country. Therefore, the upgrading of the domestic automotive products to be subject to foreign countries in many aspects, which is no doubt very bad for the development of China's automobile industry.For this reason, this paper provides an excellent mechanical locking differentials

6、of the design. It can make all the road cars geting moderate locking factor and improve the passage of vehicles and safety. This study include two parts, one hand on the various mechanical slip differential performance compared, and ultimately chose the friction plate type self-locking differential;

7、 on the other hand it gives the friction plate type self-locking differential the process of design and calculation. First, the paper gives the performance evaluation index of limited-slip differential, and on this basis, various mechanical slip differential performance and using environment were co

8、mpared, and the models for the design, the final chosen friction plate type self-locking differential. Second, we show the structure and working principle of the friction plate type self-locking differential,which mainly include the axle of the differential gear, planetary gears, planetary gear shaf

9、t, differential shell, active friction plate, driven friction plate and push beat disk. Then,take a specific model as an example, consider the actual structure of the requirements and conditions, the friction-piece self-locking differential of the specific structural parameters were calculated to de

10、termine. Finally, in view of the friction disk type self-locking differential device which designs,we examined its lock ratio's, which indicated that this differential device meets the design requirements and can satisfy this SUV automobile's operation requirements.KEYWORDS: differential, se

11、lf-locking, mechanical locking, friction-piece type，design目 录第一章 绪 论31.1差速器的作用和工作原理31.2防滑差速器41.3近年来汽车防滑差速器的应用情况41.4国外防滑差速器发展现状5国外防滑差速器研究现状5国外防滑差速器的应用概况71.5国内概况7防滑差速器在国内研究及应用现状8开展防滑差速器应用研究的紧迫性81.6研究目的及意义81.7本课题主要研究内容8第二章 机械锁止式差速器总体方案研究102.1防滑差速器的性能评价指标102.2 防滑差速器的选型研究112.2.1 强制锁止式差速器112.2.2 摩擦片式自锁差速器

12、122.2.3 滑块凸轮式差速器122.2.4 牙嵌式自由轮差速器142.2.5 粘性联轴差速器142.2.6 托森差速器152.3 选型结论16第三章 摩擦片式自锁差速器设计173.1摩擦片式自锁差速器结构与工作原理173.2 结构参数设计183.2.1 差速器壳体传递转矩的确定18.1 主减速比的确定183.2.1.2 差速器（主减速器从动齿轮）计算载荷的确定203.2.2 差速器齿轮主要参数选择22行星齿轮数n的选择223.2.2.3 行星齿轮和半轴齿轮齿数的选择223.2.2.4 行星齿轮和半轴齿轮节锥角、及模数223.2.2.5 压力角233.2.2.6 行星齿轮轴直径d及支承长度L

13、23差速器齿轮的几何尺寸计算233.2.2.8 差速器齿轮强度校核263.2.2.9 差速器齿轮材料选择273.2.3 摩擦片设计273.2.3.1 摩擦片材料的选择273.2.3.2 摩擦片数目的选择283.3 锁紧系数的验证28第四章 全文总结与建议304.1全文总结304.2进一步建议30致 谢31参考文献32附 录33第一章 绪 论 1.1差速器的作用和工作原理汽车行驶过程中，车轮与路面存在着两种相对运动状态:即车轮沿路面的滚动和滑动。滑动将加速轮胎的磨损，增加转向阻力，增加汽车的动力消耗。因此，希望在汽车行驶过程中，尽量使车轮沿路面滚动而不是滑动，以减少车轮与路面之间的滑磨现象。当汽

14、车转弯行驶时，内外两侧车轮在同一时间内要移动不同的距离，外轮移动的距离比较大。若两轮用一根轴刚性连接，即两轮只能以同一转速转动，则两轮要在同一时间内移动不同距离，必然是边滚动边滑动。若两侧驱动轮用一根轴刚性连接，即使汽车在平路上直线行驶，也难以避免车轮与路面滑磨现象。这是因为轮胎气压的差别和磨损的不均匀等都可能引起两个车轮半径不相等。两个半径不等而用一根轴驱动的车轮，要沿直线运动，即要求在同一时间内左右轮轴心移动相同距离，则必然两个车轮要边滚动边滑动。即使两轮半径可以认为是相等的，但沿凹凸不平的道路行驶，两轮在同一时间内其轴心移动的距离不一样，若用一根轴刚性连接左右两轮，则仍然要产生滑磨现象。

15、由上述可知，为了使车轮相对路面的滑磨尽可能地减少，同一驱动桥的左右两侧驱动轮不能由一根整轴直接驱动，而应由两根半轴分别驱动，使两轮有可能以不同转速旋转，尽可能地接近于纯滚动。两根半轴则由主传动器通过差速器驱动。差速器是汽车驱动桥中的重要部件，其主要功能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，即保证两侧驱动轮作纯滚动运动，并将动力分配给左右驱动轮。图1.1是差速器的工作原理图。图1.1 差速器的工作原理图。1.2防滑差速器当汽车在泥泞、砂地、冻结等路面上行驶，驱动轮与路面之间的附着条件相差较大时，驱动轮的一个轮子将不能从滑动中脱出，由于普通差速器的“差速不差扭”，即平

16、均分配扭矩的特性，好路面上的车轮扭矩只得减小以与坏路面上的车轮扭矩相等，以至总的牵引力不足以克服汽车的行驶阻力，汽车出现打滑现象，从而严重影响了汽车的通过性。而防滑差速器是对普通差速器的革新与改进，它克服了普通差速器只能平均分配扭矩的缺点，可以使大部分甚至全部扭矩传给另外一个不滑转的驱动轮，以充分利用这一驱动轮的附着力而产生足够的牵引力，大大提高了汽车在低附着系数路面上的动力性和通过性，显著改善了汽车的操纵稳定性，有效地提高了汽车的行驶安全性，是普通差速器的理想替代产品。因此，防滑差速器首先在越野汽车、中型和重型汽车、多功能汽车、工程机械以及拖拉机等车辆上得到广辉应用，近年轿车和商务车也有采用

17、了。1.3近年来汽车防滑差速器的应用情况最初防滑差速器多用在越野车或工程机械上，但随着人们出行和运输的需要，人们对汽车性能的要求也越来越高，因此防滑差速器的应用也就日益广泛，装车率也迅速提高。当前，越来越多的越野车、跑车、高级轿车及大货车，开始提供防滑差速器作为选装件。在形式上，转矩感应式、转速感应式、主动控制式三种防滑差速器均有应用。如兰伯基尼的魔鬼GT型车上装粘性式防滑差速器;保时捷9llGT3型跑车、尼桑总统、尊爵、宝马M3跑车及国内生产的长丰猎豹V6300o、开拓者SUV运动型多功能车均采用机械式或电子控制式防滑差速器。这是因为随着人们对防滑差速器认识的深入，人们发现防滑差速器不仅可以

18、改善汽车在坏路面上的通过性，而且防滑差速器对汽车的安全性、操纵稳定性及平顺性都有很大的改善作用。防滑差速器技术正在成为人们提高汽车性能的一项新技术。作为汽车驱动防滑控制系统的一种重要实现方式，防滑差速器凭借其优越的性价比和广泛的市场前景而特别受到开发厂商的重视。1.4国外防滑差速器发展现状国外防滑差速器研究现状国外对防滑差速器的研究开发比较早，早在20世纪60年代，为提高赛车的动力性和操纵稳定性，已有采用防滑差速器的例子。图1.2是美国国家专利局有关防滑差速器的专利数量。从图1.2中可以看出，进入20世纪90年代以来，有关防滑差速器的专利数量有大幅度的提高，这说明国外对于防滑差速器的研究非常重

19、视，也非常深入。 图1.2美国国家专利局有关防滑差速器的专利数量图目前，国外的防滑差速器种类品种多样，性能优良。根据差动限制转矩的产生机理可以分为以下三种方式:转矩感应式、转速感应式和主动控制式。(l)转矩感应式防滑差速器根据输入转矩决定差动限制转矩的方式，从实现机构上可分为外螺旋式防滑差速器和多片摩擦式防滑差速器。多片摩擦式防滑差速器应用较广，它是依靠湿式多片离合器产生差动转矩，有转矩比例式、预压式及转矩比例式加预压式三种形式。典型产品有机械摩擦片式、锥盘式、蜗轮式等，如图1.3所示。图1.3美国伊顿机械式差速器图(2)转速感应式防滑差速器这是一种差动限制转矩随着转速差的增加而增加的防滑差速

20、器，被广泛应用的是粘性装置的防滑差速器。一旦产生转速差就可以依靠硅油的粘度、填充率、片的直径、件数等多种设计参数的不同而产生不同的防滑作用。该种防滑差速器工作平滑，能很好地提高驱动、转弯、制动等诸性能的均衡，并且也可应用于前轮驱动车或后轮驱动车上。典型产品有粘性联轴式、Gerodisc式等，如图1.4所示。图1.4转速感应式防滑差速器图(3)主动控制式防滑差速器这是一种用电子装置控制最大差动转矩的防滑差速器，可以使两侧驱动轮获得最佳驱动附着效果。这种装置在奔驰车或波尔舍车上均有应用。其构造同前述的多片摩擦式相似，其特征是可由外部控制湿式多片离合器的压紧力，因此在差速器罩壳上设有油压活塞。、所以

21、能获得任意的最大差动限制转矩。虽然其技术难度比较大，成本比较高，但是以其优越的性能，在国外的汽车上得到了广泛的应用。典型产品有电磁控制式、电子控制式等，如图1.5所示。(a)电磁控制式 (b)电子控制式图1.5主动控制式防滑差速器图国外防滑差速器的应用概况防滑差速器是提高汽车性能的一项新技术，在国际汽车界得到了越来越广泛的应用。目前，国外广泛使用电控防滑差速器，它有助于提高汽车的动力性、操作稳定性、通过性、安全性、平顺性等。1.5国内概况防滑差速器在国内研究及应用现状与国外相比，国内的防滑差速器研究起步较晚，尚无自主产品问世。应用比较广泛的都是一些机械式的，比如用于大众高尔夫轿车上的摩擦片式自

22、锁差速器、用于中型和重型汽车上的牙嵌式自由轮差速器、用于奥迪80和奥迪90轿车上的托森差速器、用于高尔夫辛克罗型轿车上的粘性联轴差速器等等，但是电子控制式防滑差速器却几乎没有应用。在这一点上，我国和国外的差距比较明显。开展防滑差速器应用研究的紧迫性我国幅员辽阔，地理和道路条件复杂，在各种路面条件下均可获得良好行驶性能的装有防滑差速器的汽车非常适合我国的道路条件。此外，随着我国人民物质生活水平的提高，以及对汽车安全性认识的提高，对于冰雪路面、坡路面较多的地区，装防滑差速器的汽车以其良好的通过性和安全性得到了人们的重视。从我国汽车工业发展情况来看，由于我国汽车工业起步晚，技术相对落后，虽然有着良好

23、的发展势头，但是车型中的关键总成防滑差速器的生产却几乎是一片空白。因此，国内汽车产品的更新换代在多方面要受制于国外，这无疑对我国汽车工业的发展极为不利。1.6研究目的及意义防滑差速器使汽车左右驱动轮之间驱动力得到了更好的匹配，消除了一般汽车存在的寄生功率及由此引起的功率损失。它在大幅度提高汽车动力性与通过性的同时，极大地改善了汽车行驶时的操纵稳定性、转向安全性及制动性等性能，是汽车传动系中极为理想的传动装置。防滑差速器在汽车上的应用越来越广泛，是一个有着广泛应用前景的产品。为了适应我国汽车工业的发展，迫切需要开发适用的防滑差速器，开发适用的防滑差速器无疑将产生巨大的经济效益和社会效益，对促进我

24、国汽车工业的发展、增强国产汽车的产品竞争力是非常重要的。鉴于此种情况，开展机械锁止式防滑差速器的设计研究，具有重要的理论意义和实用价值。1.7本课题主要研究内容（1）机械锁止式防滑差速器设计的研究包括机械锁止式防滑差速器的工作原理、工作环境、选型设计等。（2）机械锁止式防滑差速器的结构设计主要指机械锁止式防滑差速器相关零部件结构和参数的计算与确定。第二章 机械锁止式差速器总体方案研究目前常见的防滑差速器有强制锁止式差速器、滑块凸轮式差速器、牙嵌式自由轮式差速器、托森差速器、粘性联轴差速器和摩擦片式自锁差速器等。2.1防滑差速器的性能评价指标差速器受力满足下列条件： （2-1） （2-2）式中:

25、一旋转较快的半轴齿轮上的转矩;一旋转较慢的半轴齿轮上的转矩;一差速器壳上的转矩;一差速器元件在相对运动时所产生的摩擦力矩。由此可见，差速器的内摩擦使驱动桥左右半轴的转矩分配改变，这有利于改善汽车的通过性。例如当汽车的一个驱动桥由于附着力变坏而开始滑转时，传给它的转矩就减少，而传到不滑转的车轮的转矩却相应的增大了。结果在汽车左右轮上的总牵引力可能达到的最大数值为: （2-3）式中:一左、右驱动轮总牵引力的最大值;一在附着力较小的车轮的牵引力;一车轮的滚动半径;一差速器的内摩擦力矩。由此可见，由于差速器的内摩擦使汽车总牵引力增大了，但普通圆锥行星齿轮差速器内摩擦不大，为了提高汽车的通过性，可采用我

26、们前面提到的高摩擦式差速器。这时在驱动车轮的总牵引力可增加10%一15%。通常采用系数 （2-4）表示两侧驱动轮的转矩可能相差的最大倍数也是慢快转驱动车轮的转矩比因为它也说明了迫使差速器所需的力矩大小，即差速器“锁紧”的程度，所以又被称为差速器的锁紧系数，因>，故锁紧系数K>1。锁紧系数有时亦可定义为 （2-5）这时它是一个小于1的数。差速器的转矩分配特性可用转矩分配系数来表示: （2-6）综上所述，系数及是汽车防滑差速器的重要性能指标。在汽车设计中是根据汽车的类型，性能及使用条件等来选择差速器的锁紧系数。及省主要决定于差速器的结构形式，在一般情况下从汽车的通过性来看，希望值尽量大

27、些，但从转向操纵的灵活性、行驶的稳定性，从延长有关传动零件的使用寿命和减小轮胎磨损等方面考虑，锁紧系数又不宜过大。2.2 防滑差速器的选型研究目前常见的防滑差速器有强制锁止式差速器、高摩擦自锁式差速器（滑块凸轮式差速器和摩擦片式自锁差速器等）、牙嵌式自由轮式差速器、托森差速器和粘性联轴差速器等。 强制锁止式差速器强制锁止式差速器是由驾驶员控制起作用的，在汽车仪表盘上设有信号装置。当按电钮接合差速锁时，亮起红灯信号，以提醒驾驶员注意，汽车驶入好路面后应及时摘下差速锁。差速锁一分离，红灯即熄灭。强制锁止式差速锁结构简单，易于制造。但操纵不便，一般要在停车时进行；而且如果过早接上或过晚摘下差速锁，亦

28、即在好路段上左、右车轮仍刚性连接，则将产生无差速器情况下出现的一系列问题。图2.1为强制锁止式差速锁图图2.1 强制锁止式差速器2.2.2 摩擦片式自锁差速器摩擦片时自锁差速器可以依靠机械结构实现差速器的内摩擦力矩的自动调整，限制差速器的差速作用，达到防止驱动轮打滑的目的。摩擦片之间所能承受的转矩相对较小，不能传递大扭矩，但是其结构简单，因而摩擦片式自锁差速器不适用于重型车，常用于轿车和轻型载货汽车上，如现代圣塔菲，长丰猎豹，华泰特拉卡等。摩擦片式差速器结构简单，工作平稳，锁紧系数K可达0.6一0.7或更高，常用于轿车和轻型汽车上。2.2.3 滑块凸轮式差速器滑块凸轮式差速器（图2.3）是利用

29、滑块与凸轮之间产生较大数值的内摩擦力矩，以提高锁紧系数的一种高摩擦自锁式差速器。滑块凸轮式差速器的锁紧系数与凸轮表面的摩擦因数和倾角有关，一般K可达0.5-0.7。这种差速器可在很大程度上提高汽车的通过性，但结构复杂，加工要求高，摩擦件的磨损较大。它既可用作轴间差速器，也可用作轮间差速器。图2.2 摩擦片式自锁差速器图2.3 滑块凸轮式差速器 牙嵌式自由轮差速器牙嵌自由轮式差速器（图2.4）靠固定在两半壳体之间的主动环和与半轴相连的从动环来限制差速作用，防止驱动轮打滑，其锁止系数可达1。它可以有效地改善汽车的通过性，且工作可靠，使用寿命长，但是其左右车轮的扭矩传递时断时续，引起车轮传动装置中载

30、荷的不均匀性，并加剧了轮胎磨损。该差速器多用于中、重型车辆上。图2.4 牙嵌式自由轮差速器 粘性联轴差速器粘性联轴防滑差速器（图2.5）利用液体（通常为硅油）的阻力矩限制差速图2.5 粘性联轴差速器作用，提高非打滑驱动轮的扭矩分配，从而提高车辆的越野通过性，多应用于轻型车上，如纳铁福(GKN)差速器等，美国吉普车也采用了此类防滑差速器。硅油本身具有高爬行性能，即使粘性联轴器内无压力时，硅油也会从油封处极小的间隙渗出壳体而造成漏损。因此，常将油封在轴上保持较大的压力。粘性联轴器传递的转矩与硅油密度、粘度、主从动轴转速差、内叶片数和半径等成正比，与内、外叶片间的间隙成反比。输入轴与输出轴的转速差越

31、大，由输入轴传递到转速低的输出轴的转矩就越大。 托森差速器托森差速器（图2.6）是美国格里森公司生产的转矩感应式差速器。托森差速器利用蜗轮蜗杆传动的基本原理和齿面摩擦条件实现转矩的自动调节，从而提高非打滑驱动轮的驱动扭矩，达到防滑的目的。托森差速器结构紧凑、性能可靠，被广泛应用于全轮驱动轿车的轴间差速器及后驱动轴轮间差速器，如应用在美军M998“悍马”越野汽车、奥迪夸特罗全轮驱动轿车。由于托森差速器在转矩差很大时有自动锁止作用，妨碍了正常差速作用，通常不用作转向驱动轴的轮间差速器。另外由于它不能传递太大的力矩，故在重型车上应用受到限制。图2.6托森差速器1-差速器壳；2-直齿轮轴；3-半轴；4

32、-直齿轮；5-主减速器被动齿轮；6-蜗轮；7-蜗杆2.3 选型结论为了提高汽车的通过性和防滑能力，锁紧系数大些好。但是过大的锁紧系数，不但对汽车转向操纵的轻便灵活性、行驶的稳定性、传动系的载荷、轮胎磨损和燃料消耗等，有不同程度的不良影响，而且无助于进一步提高驱动车轮的抗滑能力。所以锁紧系数的选择要适中，以满足车辆行驶道路的要求。SUV汽车大多行驶在较好的路面上，没有必要具备专业越野汽车的越野性能；但它也必须拥有较一般轿车更强的通过性。而摩擦片式自锁差速器锁紧系数适中，可达0.6-0.7；结构简单，工艺上有一定的继承性，与普通差速器互换性好。非常适合应用于普通SUV汽车。第三章 摩擦片式自锁差速

33、器设计3.1摩擦片式自锁差速器结构与工作原理摩擦片式自锁差速器(图3.1)是在对称式锥齿轮差速器的基础上发展而成的。为增加差速器内摩擦力矩，从而提高汽车的有效转矩利用率，在半轴齿轮与差速器壳之间装有摩擦片组。十字轴由两根相互垂直的行星齿轮轴组成，其端部均切出凸V形面，相应地差速器壳孔上也有凹V形面，两根行星齿轮轴的V形面是反向安装的。每个半轴齿轮的背面有推力压盘和摩擦片组。摩擦片组由薄钢片和若干间隔排列的主动摩擦片(摩擦板)及从动摩擦片(摩擦盘)组成。推力压盘以内花键与半轴相连，而轴颈处用外花键与从动摩擦片连接，主动摩擦片(伸出两耳的摩擦板)则用两耳花键与差速器壳的内键槽相配。推力压盘和主、从

34、动摩图3.1 摩擦片式自锁差速器擦片均可作微小的轴向移动。当汽车直线行驶、两半轴无转速差时，转矩平均分配给两半轴。由于差速器壳通过斜面对行星齿轮轴两端压紧，斜面上产生的轴向力迫使两行星齿轮轴分别向左、右方向(向外)略微移动，通过行星齿轮使推力压盘压紧摩擦片。此时，转矩经两条路线传给半轴:一路经行星齿轮轴、行星齿轮和半轴齿轮，将大部分转矩传给半轴;另一路则由差速器壳经主、从动摩擦片、推力压盘传给半轴。当汽车转弯或一侧车轮在路面上滑转时，行星齿轮自转，起差速作用，左、右半轴齿轮的转速不等。由于转速差的存在和轴向力的作用，主、从动摩擦片间在滑转同时产生摩擦力矩，其数值大小与差速器传递的转矩和摩擦片数

35、量成正比，而其方向与快转半轴的旋向相反，与慢转半轴的旋向相同。较大数值的内摩擦力矩作用的结果，使慢转半轴传递的转矩明显增加。3.2 结构参数设计表3-1为设计主要参数表3-1设计主要参数长/宽/高(mm):4620/1800/1710轴距(mm):2700最小离地间隙(mm):200整备质量(kg):1790最高车速(km/h):140发动机位置:前置发动机型式:L4、水冷、四冲程、涡轮增压中冷、电控高压共轨柴油机.气缸数:4 排量(mL):2771最大功率(kw):85/3400最大扭矩(N.m):285/1800-2600轮胎类型与规格:P235/65R17悬架(前/后):双叉臂式扭杆弹簧

36、独立悬架/四连杆螺旋弹簧非独立悬架制动装置型式(前/后):液压双管路、真空助力盘式制动器/液压双管路、真空助力盘式制动器最小转弯直径:12.4变速器型式:5速手动变速箱 一档传动比：2.785 差速器壳体传递转矩的确定.1 主减速比的确定差速器壳体上的齿轮为主减速器从动齿轮，因此应首先确定主减速比。对于具有很大功率的轿车、客车、长途公共汽车，尤其是对竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率的情况下，所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。这时i0值应按式(3-1)来确定： （3-1）式中： 车轮的滚动半径，m；最大功率时的发动机转速，rmin； 汽车的最高车速，kmh； 变速器最高挡传动比。

37、对于5挡变速器，最高档通常为超速挡，可取0.70.85。选择为0.8，则各挡之间公比<1.7符合要求。假设最高车速为170km/h。根据已有的参数和公式（3-1）可以算得对于SUV汽车来说，为了用稍低降低最高车速的办法来得到足够的功率储备，主减速比一般应选得要大10%25%。则。此时=154.5km/h>140km/h，满足条件。主减速比的校核：由最大附着系数条件得 >(符合条件)由最大爬坡度条件得 <（符合条件）3.2.1.2 差速器（主减速器从动齿轮）计算载荷的确定 由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性，因此要准确地算出主减速器齿轮的计算载荷是比较困难的。本设计中采用

38、格里森齿制锥齿轮计算载荷的三种确定方法。1.按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩 (3-2)式中 计算转矩(N·m)；驱动桥数；主减速器传动比；变速器一挡传动比；分动器传动比；发动机到万向传动轴之间的传动效率；液力变矩器变矩系数，,最大变矩系数；发动机最大转矩（N·m）；Kd猛接离合器所产生的动载系数，液力自动变速器Kd=1，手动操纵的机械变速器高性能赛车Kd=3，性能系数fi=0的汽车Kd=1；fi>0的汽车Kd=2或由经验选定。其计算公式如下： (3-3) 结合本课题涉及的相关参数为:n=2, ,k=1,所以;根据公式(3-2)代入参数可算得 2

39、.按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 (3-4)式中，计算转矩(N·m)； 满载状态下一个驱动桥上的静载荷（N）； 汽车最大加速度时的后轴负载荷转移系数，乘用车： 1.21.4，商用车：1.11.2； 轮胎与路面间的附着系数，在安装一般轮胎的汽车在良好的混凝土或沥青路上，取0.85，对于安装防侧滑轮胎的乘用车可取1.25，对于越野车一般取1.0； 主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比； 主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率；结合本课题涉及的相关参数为:,取0.85, ,;根据公式(3-4)算得:计算锥齿轮最大应力时取 3.按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf (3

40、-5)式中，Tcf计算转矩(N·m)； Ga汽车满载总重量； fR道路滚动阻力系数，对于轿车可取0.0100.015；对于货车可取0.0150.020；对于越野车可取0.0200.035 fH平均爬坡能力系数，对于轿车可取0.08；对于货车和公共汽车可取0.050.09；长途公共汽车可取0.060.10；对于越野车可取0.090.30 fi汽车性能系数，取值同前。结合本课题涉及的相关参数为: ,滚阻系数,平均爬坡能力系数取为0.08,;由公式(3-5)可以算得:计算疲劳寿命时取3.2.2 差速器齿轮主要参数选择3.2.2.1行星齿轮数n的选择考虑到SUV汽车所承受和传递的转矩较大，将

41、行星齿轮个数取为4。3.2.2.2 行星齿轮球面半径的的确定行星齿轮球面半径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 (3-6)式中，为行星齿轮球面半径系数，=2.53.0； 为差速器计算转矩(N·m)，； 为球面半径(mm)。差速器行星齿轮球面半径 确定以后，可初步根据下式确定节锥距： =(0.980.99) （3-7）取=3，由之前计算可知；由公式(3-6)计算可得： ，取整为33mm。 由公式（3-7）预算节锥距离可得。 3.2.2.3 行星齿轮和半轴齿轮齿数的选择 在选择行星齿轮和半轴齿轮齿数时，一般不少于10。半轴齿轮齿数在1425选用。大多数汽车的半

42、轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1.52.0的范围内。为使两个或四个行星齿轮能同时与两个半轴齿轮啮合，两半轴齿轮齿数和必须能被行星齿轮数整除，否则差速齿轮不能装配。考虑到所传递的转矩较大并参考相关限制，将行星齿轮齿数为10，半轴齿轮齿数取为16。验算；，可以装配。3.2.2.4 行星齿轮和半轴齿轮节锥角、及模数 行星齿轮和半轴齿轮节锥角、分别为 ； 锥齿轮大端端面模数为 ；考虑到齿轮的制造和计算，将模数取整为m=3.75.3.2.2.5 压力角汽车差速齿轮一般采用压力角为22°30、齿高系数为0.8的齿形。3.2.2.6 行星齿轮轴直径d及支承长度L行星齿轮轴直径d为 (3-7)式中，T0

43、差速器壳传递的转矩(N·m)，可取T0=Td=minTce,Tcs进行计算。 n行星齿轮数； rd行星齿轮支承面中点到锥顶的距离(mm)，约为半轴齿轮齿宽中点处 平均直径的一半，而半轴齿轮齿宽中点处平均直径约为0.8d2，即rd0.4 d2；c支承面许用挤压应力。 行星齿轮在轴上的支承长度L为 (3-8) 本设计中相关参数取值为： ，n=4，c 取为98MPa， 由公式(3-7)计算可得： ，考虑到轴上要开V形槽，圆整为13mm； 由公式(3-8)计算可得： ，取整为14mm。3.2.2.7差速器齿轮的几何尺寸计算差速器齿轮的计算是一套完整又复杂的步骤，其详细的计算参数和计算步骤如表

44、3-2所示；表中计算用的切向修正系数（弧齿厚系数）参见图3.2，齿侧间隙B参见表3-3。表3-2 汽车差速器锥齿轮的几何尺寸计算序号项目计算公式1行星齿轮齿数10，应尽量取小值 102半轴齿轮齿数=1425，且满足式（6-29） 163模数m 3.754齿面宽F=(0.250.30)；10 8.885齿工作高=1.6 66齿全高=1.788+0.051 6.767压力角一般汽车：=；某些重型车：= 8轴交角 9节圆直径； 37.5 6010节锥角； 33.69 56.3111节锥距 3612周节 11.7813齿顶高， 3.85 2.1514齿根高15径向间隙 0.75616齿根角 4.53

45、7.21续表3-217面锥角； 40.9 62.5218根锥角； 26.48 49.119外圆直径； 43.9 62.3920节锥顶点至齿轮外缘距离； 27.87 16.9621理论弧齿厚； 6.4 5.3822齿侧间隙（参看表3-2） 23弦齿厚； 6.305 5.3124弦齿高； 4.08 2.22图3.2汽车差速器直齿锥齿轮切向修正系数（弧齿厚系数）（用于压力角=、滚切加工的齿轮）此外，由于汽车差速器锥齿轮的几何尺寸计算较为繁琐，可以采用计算机C+编程计算，具体程序详见附录，此处不再赘述。表3-3“格里森”制圆锥齿轮推荐采用的齿侧间隙B（mm）端面模数m齿侧间隙B低精度高精度（AGMA4

46、6级）（AGMA713级）4.235.080.1520.3300.1270.1785.086.350.2030.4060.1520.2036.357.250.2540.5080.1780.2287.258.470.3050.5990.2030.2793.2.2.8 差速器齿轮强度校核差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合传动状态，只有当汽车转弯或左、右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此，对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度计算。轮齿弯曲应力(MPa)为 （3-9）式中，行星齿轮数；综合系数，其取值参见图3

47、.3；、分别为半轴齿轮齿宽及其大端分度圆直径(mm)；半轴齿轮计算转矩(N·m)，；、按主减速器齿轮强度计算的有关数值选取。本设计课题相关参数选择为：J由图3.2查得为0.268；根据公式3-9计算得：当时，当时，图3.3弯曲计算用综合系数J3.2.2.9 差速器齿轮材料选择 差速器齿轮基本上都是用渗碳合金钢制造，考虑到受力较大等特点，选择20CrMnTi作为差速器齿轮的材料，并进行渗碳处理，表面进行喷丸处理，处理后使齿面硬度达到5864HRC。3.2.3 摩擦片设计.1 摩擦片材料的选择摩擦片式自锁差速器的锁紧系数在很大程度上取决于摩擦片的摩擦系数和摩擦片的数目，而摩擦系数的大小与

48、选取的摩擦材料有直接的关系，常用摩擦材料的摩擦系数见表3-3。对摩擦片的厚度h，我国已规定了三种规格：3.2mm，3.5mm和4mm，无更多选择余地。摩擦副摩擦系数许用压强p(MPa)许用温度（°C）摩擦材料对偶材料干式湿式干式湿式干式湿式淬火钢淬火钢0.150.20(0.120.16)0.050.10(0.040.08)0.20.40.61.0260120铸铁铸铁、钢0.150.25(0.120.16)0.050.12(0.040.08)0.20.40.61.0250青铜铸铁、钢、青铜0.150.20(0.120.16)0.050.12(0.050.10)0.20.40.61.01

49、50钢基粉末冶金铸铁、钢0.250.33(0.200.30)0.050.12(0.050.10)1.03.01.24.0560铁基粉末冶金铸铁、钢0.30.40.10.121.23.02.03.0680石棉基摩擦材料铸铁、钢0.250.400.080.120.20.30.40.6680120纸基摩擦材料铸铁、钢0.100.20(0.040.08)1.0 石墨基摩擦材料钢0.120.15(0.090.11)3.06.0260半金属基摩擦材料钢0.260.370.120.201.68350120夹布胶木铸铁、钢0.10.120.40.6150皮革0.30.40.120.150.070.150.15

50、0.28110软木0.30.50.150.250.050.100.100.15110表3-3 常用摩擦材料的摩擦系数、许用应力和许用温度考虑摩擦式自锁差速器中摩擦片的工作条件：散热性较差，受到行星齿轮轴传来轴向力，且需要有较大摩擦系数。对比表中各种摩擦材料的数据，可以初选石棉基摩擦材料。.2 摩擦片数目的选择初选摩擦片组的数目为4，厚度为3.2mm，即左右两侧各两组主从动摩擦片。3.3 锁紧系数的验证初选行星齿轮轴开120°V形角（则），摩擦片内径为32，外径为74。则当左右半轴转速不等时，主、从动摩擦片间产生的摩擦力矩为 (3-10)式中：-差速器壳上的转矩，N.m；-差速器壳V形

51、面的半角；R-V形面上中点至半轴齿轮中心线距离，mm；f-摩擦系数；-摩擦片的平均摩擦半径；Z-摩擦面数目。则，满足设计要求。第四章 全文总结与建议4.1全文总结本文对SUV防滑差速器的结构、分类、原理、等进行了分析研究，并且设计出了摩擦式防滑差速器。综合本文的研究内容，可归纳如下:1.对普通差速器与防滑差速器的特点作了较为详细的比较。防滑差速器克服了普通差速器只能平均分配扭矩的缺点，可以使大部分甚至全部扭矩传给另外一个不滑转的驱动轮，以充分利用这一驱动轮的附着力而产生足够的牵引力，大大提高了汽车在双附着系数路面上的动力性和通过性，显著改善了汽车操纵稳定性，有效地提高了汽车行驶安全性，是普通差

52、速器的理想替代产品。2.对当今国内外防滑差速器的发展现状作了较为详细的比较。国外己有各种形式的防滑差速器产品，但国内非常缺少成熟的防滑差速器配套产品。所以为了适应我国汽车工业的发展，迫切需要开发适用的防滑差速器，开发适用的防滑差速器无疑将产生巨大的经济效益和社会效益，对促进我国汽车工业的发展、增强国产汽车的产品竞争力是非常重要的。3.设计出了摩擦片式自锁差速器。4.2进一步建议由于设计研究时间和笔者水平有限，笔者认为可以在以下几个方面做进一步的探讨和研究:1.进一步研究防滑差速器的性能结构，并对其进行有限元分析，以便于设计出更好的差速器。2.总结防滑差速器的各项性能指标，以改善其设计方案。3.试制产品并对其进行防滑性能试验。致 谢本论文是在我尊敬的指导教师一一邹旭东老师的悉心指导下完成的。他渊博的学识和丰富的实践经验以及解决分析问题的思路，严谨的治学态度，使我受益匪浅，终生难忘。在此论文完成之际，对他在我的本科生学习阶段给予的学生活上的关心和帮助表示我衷心的感谢。在我的整个毕业设计期间，邹老师