差速器设计-说明书.

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/6000rmp142N.m/4000rmp3.543.2～3.8FF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96.0w；（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）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，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、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。4.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。主减速器基本参数的选择计算发动机Nmax:76kw/6000rmp发动机Mmax:142N.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=1.4发动机的最大转矩mNM.142max，rmpn4000，发动机到主传动主动齿轮的传动效率0.96，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5.30i因此总传动比464.105.327.3012iii因此输出转矩7.213996.0142464.105.1max20MinTN.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bT，半轴最小转矩为sT得到方程0TTTTTSsbsb解得：mNTmNTsb.930.1210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CrMnTi20，渗碳淬火，齿面硬度为HRC62~564）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Z5.59175.312iZZ取602Z53.312zz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FSaFadYYzYKTm确定式中各项数值：因载荷有较重冲击，查得5.1AK故初选载荷系数2tKmmNT.1046.41096.027.3142531cos112.388.121zza，计算端面重合度45.1a76.075.025.0aY齿宽系数选取7.0d查得95.21FaY，52.11SaY，27.22FaY，73.12SaY101110306.1)1730016(140006060hjLnN91210993.3iNN查得88.01NY，92.02NY；取25.1minFS查得MPaFF11002lim1limMPaMPaSYFFNF4.77425.188.01100min11lim1MPaMPaSYFFNF6.80925.192.01100min22lim20058.04.77452.195.2111FYYSaFa0049.06.80973.127.2222FYYSaFa取0058.0111FYYSaFa,设计齿轮模数：将确定后的各项数值代入设计公式求得：mmmmYYzYTKmFSaFadtt32.30058.0177.076.01021.422)(23253111211修正tm：smnzmvt/32.310006011查得16.1vK（动载系数）查得03.1K（齿向载荷分布系数）查得2.1aK（齿间载荷分配系数）则15.22.103.116.15.1avAKKKKKmmmmKKmmtt40.3215.232.333则选取第一系列标准模数mmm5.3齿轮主要几何尺寸：mmmzd5.5911；mmmzd5.19222；mmzzma126221；mmdbd65.411，取142Bmm，247Bmm校核齿面接触疲劳强度HHEHuubdKTZZZ12211查得MPaZE8.189（弹性系数）查得5.2HZ（节点区域系数）查得83.0Z（接触强度重合度系数）按不允许出现点蚀，查得82.01NZ，85.02NZMPaHH14002lim1lim取1minHS则MPaSZHNHH1148min11lim1MPaSZHNHH1190min22lim2将确定出的各项数值代入接触度校核公式，得125114324.324.25.59421021.415.2283.05.28.189HHMPaMPa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d2211,mzdmzd1259.5,192.5dd齿顶高ahmhhaa*3.5ah齿根高fhmchhaf)(**4.375fh全齿高hfahhh7.875h齿顶圆直径adaaaahddhdd2,222111261.5,194.5aadd齿根圆直径fdffffhddhdd2,222111250.75,183.75ffdd顶隙cmcc*0.875c中心距a2)(21zzma126a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2.30i、1档变速比54.31i；差速器的转矩mNiiMM2.15605.327.314296.001max0（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0M平均分配给左、右两半轴齿轮，即：mNMMM1.78021021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bM与较低转矩侧半轴传递转矩sM之比称为转矩比S，即：SbMMS（取S=1.3）0MMMSb整理以上两个式子得，3.10bbMMM，代入相关数据得，)(9.881mNMb在设计过程中要将安全系数考虑上，安全系数范围6.1~2.1n，该设计取4.1n。设计中较高转矩侧半轴传递转矩：)(7.12349.8814.1'mNMnMbb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bR和节锥距0A的确定行星齿轮球面半径bR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3dbbTKR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0.3bK，差速器计算转矩).(2.1560,min0mNMTTTcsced，则mmRb79.342.15600.33取整mmRb35差速器行星齿轮球面半径0R确定后，可初步根据下式确定节锥距0AbRA)99.0~98.0(0取mmRAb65.343599.099.003.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151Z，半轴齿轮齿数2Z初选为24，2Z与1Z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1、2及模数m行星齿轮和半轴齿轮节锥角1、2分别为021132)24/15arctan()/arctan(ZZ012258)24/15arctan()/arctan(ZZ当量齿数：65.1785.01532cos15cos111ZZv28.4553.02458cos24cos222ZZv当量齿数都大于17，因此满足条件，不会根切21,ZZ锥齿轮大端端面模数m为mmmmZAZAm5.245.2sin2sin2220110行星齿轮分度圆直径mmmZd5.3711，半轴齿轮分度圆直径mmmZd6022。压力角采用推荐值'03022，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mmnrTddc12604.02981.1107.21391.110330行星齿轮在轴上的支承长度L为mmdL2.13121.11.1差速器齿轮的几何尺寸计算查得修正系数052.0齿侧间隙127.0B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行星齿轮齿数101Z，应尽量取小值152半轴齿轮齿数25~142Z