学号06071305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 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
一、设计任务书....................................... - 1 -
二、差速器的功用类型及组成........................... - 2 -
（一）、齿轮式差速器............................... - 2 - （二）滑块凸轮式差速器............................ - 2 - （三）蜗轮式差速器................................ - 3 - （四）牙嵌式自由轮差速器.......................... - 4 - 三、主减速器基本参数的选择计算....................... - 6 -
（一）主减速器直齿圆柱齿轮传动设计................ - 6 - 四、主减速器主、从动齿轮的支撑方案选择.............. - 10 -
（一）、主动齿轮的支撑............................ - 10 - 五、差速器设计计算.................................. - 13 -
（一）差速器中的转矩分配计算..................... - 13 - （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）；
（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（A0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——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：
（二）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。
（三）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。
（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。
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/4000rmp
I 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 N M .134max =，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2.30=i
因此总传动比464.105.327.3012=?=?=i i i
因此输出转矩13.201996.0134464.105.1max 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?????=+=0T T T T T S s b
s b 解得：m N T m N T s b .878.1141== （一）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 62~56
4）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 4.54172.312=?==iZ Z 取552=Z
24.31
2==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 K
mm N T .1021.41096.027.3134531?=???=
βεcos 112.388.121?????
????? ??+-=z z a ，计算端面重合度45.1=a ε
76.075
.025.0=+=a Y 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 Y
101110306.1)1730016(140006060?=?????==h jL n N
91210993.3?==i
N 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
.188.01100min 1
1lim 1=?==σσ []MPa MPa S Y F F N F 6.80925.192.01100min 2
2lim 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[]0058.01
11=?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 /32.31000601
1=?=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 β mm mm K K m m t
t 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 m a 1262
21=+=； 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 Z