差速器的计算过程

学号学号成绩吉姓大学味诲学院

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TOC\o"1-5"\h\z一、 设计任务书 -1 -\o"CurrentDocument"二、 差速器的功用类型及组成 -2 -\o"CurrentDocument"（一） 、齿轮式差速器 -2 -\o"CurrentDocument"（二） 滑块凸轮式差速器 -2 -\o"CurrentDocument"（三） 蜗轮式差速器 -3 -\o"CurrentDocument"（四） 牙嵌式自由轮差速器 -4 -\o"CurrentDocument"三、 主减速器基本参数的选择计算 -6 -\o"CurrentDocument"（一）主减速器直齿圆柱齿轮传动设计 -6 -\o"CurrentDocument"四、 主减速器主、从动齿轮的支撑方案选择 -10 -\o"CurrentDocument"（一）、主动齿轮的支撑 -10 -五、 差速器设计计算 -13 -\o"CurrentDocument"（一） 差速器中的转矩分配计算 -13 -\o"CurrentDocument"（二） 差速器的齿轮主要参数选择 -13 -六、 总结 -17 -参考文献 -18 -附图 -19 -一、设计任务书已知条件：（1）假设地面的附着系数足够大；（2）发速度允主僖差为动齿轮的传动效率门w=°-96；（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3°度；（6） 要求齿轮使用寿命为17年（每年按3°°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（A°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一一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：图二一1对称式锥齿松差速器零直分睡图（二）滑块凸轮式差速器图二一2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。

1—左踝播虎滞块3外凸论4—内『I楚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（图二一3）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。

L5-半轴涡资2,4-蜗歼3节星涡轮（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。

■ 矿T玮式自就差洲综上所述，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:134N.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=1.5发动机的最大转矩M =134N.m,n=4000rmp,发动机到主传动主动齿轮的max传动效率门=0.96，安全系数n=1.5一档变比i1=3.27，本次设计选用主加速器传动比i0=3.2因此总传动比i2=i1xi0=3.27x3.5=10.464因此输出转矩T0=n-i2-M f=1.5x10.464x134x0.96牝2019.13N.m差速器转矩比S=1.1〜1.4之间选取，这里取S=1.3轴最大转矩为孔，半轴最小转矩为T一T得到方程＜S=i T=1141N.m得到方程＜Ts 解得：T=878N.mT+T=T sbs0（一）主减速器直齿圆柱齿轮传动设计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20CrMnTi ，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，七，z2之间应避免有公约数。选小齿轮Z]=17 Z2=iZ1=3.2x17=54.4取Z2=55r=L=3.24z1

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。有心也顼”3wdR确定式中各项数值：因载荷有较重冲击，查得七因载荷有较重冲击，查得七=1.5故初选载荷系数K广2T=134x3.27x0.96x103=4.21T=134x3.27x0.96x103=4.21x105N.mm「 r1 1)]八 一S=1.88-3.2—+—cosP，计算端面重合度£=1.45aL IZ1 Z2力 aY=0.25+075=0.76£ £a齿宽系数选取刈d=0.7查得Yf1=2.95，F^=1.52，Yf2=2.27，Y^2=1.73N1=60七j、=60x4000x1x(16x300x17)=1.306x1010N=N=3.993x1092i查得Yn1=0.88，Yn2=0.92；取Sf.=1.25查得。.=。.=1100MPa卜F=「flimH1=1100x°.88MPa=774.4MPa1S 1.25FminIq]f=”Fiim2YN2=1100x0.92MPa=809.6MPa2S 1.25Fmin^Fa!]La112.95xL52=0.0058774.42.27xm=0.0049809.6取」火%]=0.0058，设计齿轮模数:1将确定后的各项数值代入设计公式求得：,2KTYY取」火%]=0.0058，设计齿轮模数:1将确定后的各项数值代入设计公式求得：,2KTYY-7 ；2x2x4.21x105x0.76m> 11£（冒]Sa1）=3，「wdz12 叫V0.7x172x0.0058mm=3.32mm修正m:tv=""1"1=3.32m/s60x1000查得K,=1.16（动载系数）查得%=1.03（齿向载荷分布系数）查得Ka=1.2（齿间载荷分配系数）aK%K=1.5x1.16x1.03x1.2=2.15■K "THm=mv=3.323, mm=3.40mm13%t2则选取第一系列标准模数m=3.5mm齿轮主要几何尺寸：d=mz=59.5mm；d=mz=192.5mm；a=—（z+z）=126mm；2 1 2 'b=wd=41.65mm，取B=42mm,B=47mm校核齿面接触疲劳强度巫TWI<b]u H查得Z^=189.^,MPa（弹性系数）查得Z疽2.5（节点区域系数）查得Z广0.83（接触强度重合度系数）按不允许出现点蚀’查得ZN1=0.82,Zn2=。.85

Hliml H取%min=1bl,广fb]H广L将确定出的各b=189.8H接触强度满足直齿圆柱齿轮lim2则imi/n1=1148MPa>Hminlim2ZN2=1190MPaSHmin手项数值代入接触度校核公式，得…【2X2.15X4.21X1052.24,5 「]x2.5x0.83,1 MPa=1143MPa<b]\ 42x59.52 3.24 h1仑传动几何尺寸名称符号计算公式结果（mm）分度圆直径dd=mz,d=mz《=59.5,d2=192.5齿顶高hah=h*mh=3.5齿根高hfh=(h*+c*)mhf=4.375全齿高hh=h+hh=7.875齿顶圆直径dad=d+2h,d=d+2ha1 1 aa2 2 ad1=61.5,d2=194.5齿根圆直径dfd=d-2h,d=d-2hdf1=50.75,df2=183.75顶隙cc=c*mc=0.875中心距a_m(z+z°)"一‘2'a=126b=b=1400MPa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（如图四一1）和夸置式支撑（如图四一2）两种。悬臂式支撑结构的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度和增加两支撑件的距离，以改善支撑刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了尽可能地增加支撑刚度，支撑距离应大于2.5倍的悬臂长度，且应比齿轮节圆直径的70%还大，另外靠近齿轮的轴颈应不小于悬臂的尺寸。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承轴颈比另一轴承的支撑轴颈大些。靠近齿轮的支撑轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。支撑刚度除了与轴承形式、轴颈大小、支撑距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。悬臂式支撑结构简单，支撑刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。图四一1主动锥齿轮悬臂式跨置式支撑结构的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支撑，这样可以大大增加支撑刚度，又

使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支撑必须在主减速器壳体上有支撑导向轴承所需要的轴承座，从而使主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。另外，因主、从动齿轮之间的空间很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不下或使齿轮拆装困难。跨置式支撑中的导向轴承都为圆柱滚子轴承，并且内外圈可以分离或根本不带内圈。它仅承受径向力，尺寸根据布置位置而定，是易损坏的一种轴承。图四一2主动锥齿轮畛置式在需要传递较大转矩情况下，最好采用跨置式支撑结构。本设计题目是主减速器传递力矩不大的越野车，因此采用悬臂式支撑结构。（二）、从动齿轮的支撑图四一3从动锥齿轮支撑形式从动锥齿轮的支撑（图四一3所示），其支撑刚度与轴承的形式、支撑间的距离及轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多采用圆锥滚子轴承支撑。为了增加支撑刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的减速器壳体处有足够的位

置来设置加强肋以增强支撑稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。在具有大的主传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支撑（图四一4）。辅助支撑与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证偏移量达到允许极限时能制止从动锥齿轮继续变形。主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如图四一5所示。图四一4从动锥齿轮辅助支撑（a＞支撑螺栓（b）支撑轮图四一5主、从动齿轮的许用偏移量五、差速器设计计算（一）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=3.27；差速器的转矩M°=nM*=0.96x134x3.2x3.27=1346.1（N-m）（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°平均分配给左、右两半轴齿轮，即：M1=M2=2M°=673.05（N-m）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Mb与较低转矩侧半轴传递转矩Ms之比称为转矩比S，即：S=M （取S=1.3）MSMb+Ms=M°整理以上两个式子得， =1.3，代入相关数据得，M=760.84（N-m）M-M b在设计过程中要将安全系数考虑上，安全系数范围n=1.2〜1.6，该设计取n=1.2。设计中较高转矩侧半轴传递转矩：M；=n-Mb=1.2x760.84=913（N-m）（二）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R和节锥距A0的确定

行星齿轮球面半径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b定 %=Kb3.叮式中：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Kb=3.0，差速器计算转矩Td=min\t,T^]=M0=1346.1(N.m)，则Rb=3.0x对'1346.1=33.12mm 取整R=33mm差速器行星齿轮球面半径R确定后，可初步根据下式确定节锥距A0 0A0=(0.98~0.99)Rb 取A0=0.98R^=0.98x33=32.34mm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%=15，半轴齿轮齿数Z2初选为24,Z2与Z1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。行星齿轮和半轴齿轮节锥角71、72及模数m行星齿轮和半轴齿轮节锥角71、72分别为7=arctan(Z/Z)=arctan(15/24)=3207=arctan(Z/Z)=arctan(15/24)=58。当量齿数：Z= 1—=———=15—17.65v1 cos7 cos32。 0.851Z 2—cosZ 2—cos7224cos58。24———45.280.53当量齿数都大于17，因此Z,Z满足条件，不会根切锥齿轮大端端面模数m为2A . …一——sin7—2.45mm牝2.5mmZ22彳亍星齿轮分度圆直径&mZ彳亍星齿轮分度圆直径&mZ1—37.5mm，半轴齿轮分度圆直径d2=mZ2=60mm。压力角a采用推荐值22030'，齿高系数为0.8。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度。行星齿轮轴直径d为d=.彳旨 1346-1X103 =16.1mm\1.11n、H.1x98x2x0.4x60行星齿轮在轴上的支承长度L为L=1.1d=1.1x16.1归18mm差速器齿轮的几何尺寸计算查得修正系数t=—0.052 齿侧间隙B=0.127汽车差速器直齿轮锥齿轮的几何尺寸计算步骤见下表序号项目计算公式结果1行星齿轮齿斐Z产10，应尽量取小值152半轴齿轮齿数Z214~25,且满足匕60^243模数m2.54齿面宽度F=(0.25~0.30)A0；F<10m9mm5齿工作高h-1.6m4.000mm6齿全高h=1.788m+0.0514.521mm7压力角一般汽车：a=22030'；有些重型车：a=25022030'8轴交角z=9009009节圆直径d=mZ；d=mZd]=37.5mm；d=60mm10节锥角y=arctan冬；y=arctanV1 Z2 2 Z1y1=32.005；y2=57.99511节锥距A d d0 2siny2sinyA=35.377mm012周节t=3.1416mt=7.854mm13齿顶高h'=h—h'，h'=1 g 2 20.430+(Z/Z*1- 2 1」mh'=2.564mm，h'=1.436mm14齿根高h-=1.788m—h‘；h”=1.788m—h'1 1 2 2h''=1.906mm；h"=3.034mm15径向间隙c=h—h=0.188m+0.051c=0.521mm

16齿根角6=arctanJ；5=arctanJ1 A0 2 A051=3.084；52=4.90117面锥角y=y+5；y=y+501 1 2' 02 2 2y01=36.907；y02=61.07918根锥角y=y—5；y=y-5yr1=28.921；yr2=53.09319外圆直径d=d+2h'cosy；d=d+2h'cosy01 1 1 1 02 2 2 2d=41.848mm ；01d=61.523mm0220节锥顶点至齿轮外缘距离X='-h'siny；/=—^-h，siny01 2 1 1 02 2 2 2X=26.906mm ；01X=16.466mm0221理论弧齿厚s=t一s；s=—一（h'一h'）tan以一cm1 2 2 2 1 2s1=4.264,s2=3.5922齿侧间隙BB=0.12723弦齿厚s3 B s3 BSx1— s1 6*2 2'sx2 s2 6方2 21 2s=4.204mm；s=3.537mm24弓玄齿高7 7s2cosy7 7 s2cosyh=h'+ 1'h=h'+ 2-x1 1 4d x2 2 4dh=2.666mm；h=1.456mmx1 x2差速器齿轮强度计算根据轮齿弯曲应力b公式，w2叫X103=kmbdJnv222x2叫X103=kmbdJnv22X1000=13131.0x2.5x9x60x0.255x2J取0.255,半轴齿轮齿面宽t"9mm。半轴大端分度圆直径勺前面计算得到60mm，质量系数kv=1.0，由于模数m=2.5，大于1.6mm，因此尺寸系数k广"/25.4)0.25=0.560，齿面载荷分配系数km=L°，半轴齿轮计算转矩T=0.6孔 。 T=minT,T] ，lbLlbL"KmX103"

wkmbdJnv222x1346.1x0.560x1.01.0x2.5x9x60x0.255x2x1000=2190MPab=1313MPa<b]满足设计要求。总结课程设计是机械设计当中的非常重要的一环，本次课程设计时间短暂略显得仓促一些。但是通过本次每天都过得很充实的课程设计，从中得