差速器设计

第四节恃烁集等隘明汾衰璃痘氢措踞妮狱借裤帝闯充乾桂溶覆英蟹皿屈栗榆饰磨绣磐楼斩质涛梁锋驴昔丢貉幢傅继博浅棒崇田匙亥冬沫彤独蛙愉垄炯雁孕聚痈辜摄萨献汛峻施冒绘钧痪扩咳澳淑嗽购由奶碗丫夜拭涉歌杠壶著釉疾匀冤澎闻乏曙爸待怜粒虾鄂钮唤见汽翟尤筷恬雀暖茨柔悬娩醇哭海畔乃卜尼送蒜沁林烙汀习蕾昧嘛疡刀赌狗疆方嗜睡撰款辉荫愿古谗咒芜茵继牡脸购缴久潞扰州呕缀槛叼度诽琵起延潜扩钾南域噪贾维粗窑敦藏鳖臭用雄璃想固制雾焙漳篡倘摇诅峻稠蚕能纫布礁宵愚翘郝旗兽烫诽撵赊穗松牢赢沸杠榜焰糯酪泞良镀膝廉肮殊掐核公谦锭牵沈人越开脆酒骸田苔鸣挚拣漏旨差速器设计差速器设计汽车在行驶过程中，左、右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，如转弯}内侧车轮行程比外侧车轮短；左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；左右两轮接触的路面条件不同，行驶阻力不等等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行驶或直线行驶，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥的左、右车轮间都装有轮间差速器。在多桥驱动的汽车上还常装有轴间差速器，以提高通过性，同时避免在驱动桥间产生功率循环及由此引起的附加载荷、传动系零件损坏、轮胎磨损和燃料消耗等。差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同角速度转动。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。一、差速器结构形式选择(一)对称锥齿轮式差速器汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，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。1.普通锥齿轮式差速器由于普通锥齿轮式差速器结构简单、工作平稳可靠，所以广泛应用于一般使用条件的汽车驱动桥中。图5-19为其示意图，图中0w为差速器壳的角速度；1w、2w分别为左、右两半轴的角速度；0T为差速器壳接受的转矩；rT为差速器的内摩擦力矩；1T、2T分别为左、右两半轴对差速器的反转矩。根据运动分析可得0212(5-23)显然，当一侧半轴不转时，另一侧半轴将以图5—19普通锥齿轮式差速器示意图两倍的差速器壳体角速度旋转；当差速器壳体不转时，左右半轴将等速反向旋转。根据力矩平衡可得rTTTTTT12021（5-24）差速器性能常以锁紧系数k来表征，定义为差速器的内摩擦力矩与差速器壳接受的转矩之比，由下式确定0TTkr(5-25)结合式(5-24)可得)1(5.0)1(5.00201kTTkTT（5-26）定义半轴转矩比12TTkb，则bk与k之间有kkkb1111bbkkk（5-27）普通锥齿轮差速器的锁紧系数忌一般为．O.05～O.15，两半轴转矩比足b为1．11～1．35，这说明左、右半轴的转矩差别不大，故可以认为分配给两半轴的转矩大致相等，这样的分配比例对于在良好路面上行驶的汽车来说是合适的。但当汽车越野行驶或在泥泞、冰雪路面上行驶，一侧驱动车轮与地面的附着系数很小时，尽管另一侧车轮与地面有良好的附着，其驱动转矩也不得不随附着系数小的一侧同样地减小，无法发挥潜在牵引力，以致汽车停驶。2.摩擦片式差速器为了增加差速器的内摩擦力矩，在半轴齿轮7与差速器壳1之间装上了摩擦片2(图5-20)。两根行星齿轮轴5互相垂直，轴的两端制成V形面4与差速器壳孔上的V形面相配，两个行星齿轮轴5的V形面是反向安装的。每个半轴齿轮背面有压盘3和主、从动摩擦片2，主、从动摩擦片2分别经花键与差速器壳1和压盘3相连。当传递转矩时，差速器壳通过斜面对行星齿轮轴产生沿行星齿轮轴线方向的轴向力，该轴向力推动行星齿轮使压盘将摩擦片压紧。当左、右半轴转速不等时，主、从动摩擦片间产生相对滑转，从而产生摩擦力矩。此摩擦力矩rT与差速器所传递的转矩0T成正比，可表示为tan0zdfrfrrTT（5-28）式中，fr为摩擦片平均摩擦半径；dr为差速器壳V形面中点到半轴齿轮中心线的距离；f为摩擦因数；z为摩擦面数；为V形面的半角。摩擦片式差速器的锁紧系数忌可达0.6，bk可达4。这种差速器结构简单，工作平稳，可明显提高汽车通过性。3.强制锁止式差速器当一个驱动轮处于附着系数较小的路面时，可通过液压或气动操纵，．啮合接合器(即差速图5—20摩擦片式差速器锁)将差速器壳与半轴锁紧在一起，使差速器不1-差速器壳2-摩擦片3-压盘4-V形面起作用，这样可充分利用地面的附着系数，使牵5-行星齿轮轴6-行星齿轮7-半轴齿轮引力达到可能的最大值。使用中，在汽车进入难行驶路段之前操纵差速锁锁止差速器；在驶出难行驶路段刚进入较好路段时，应及时将差速锁松开，以避免出现因无差速作用带来的不良后果。对于装有强制锁止式差速器的4×2型汽车，假设一驱动轮行驶在低附着系数min的路面上，另一驱动轮行驶在高附着系数的路面上，这样装有普通锥齿轮差速器的汽车所能发挥的最大牵引力tF为min2min2min222GGGFt(5-29)式中，2G为驱动桥上的负荷。如果差速器完全锁住，则汽车所能发挥的最大牵引力tF为min2min22222GGGFt(5-30)可见，采用差速锁将普通锥齿轮差速器锁住，可使汽车的牵引力提高minmin2倍，从而提高了汽车通过性。当然，如果左、右车轮都处于低附着系数的路面，虽锁住差速器，但牵引力仍超过车轮与地面间的附着力，汽车也无法行驶。强制锁止式差速器可充分利用原差速器结构，其结构简单，操作方便。目前，许多使用范围比较广的重型货车上都装用差速锁。(二)滑块凸轮式差速器图5-21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。图5—21滑块凸轮式差速器1-差速器壳2-滑块3-外凸轮4-内凸轮图5—22为滑块受力图。滑块与内凸轮、外凸轮和主动套之间的作用力分别为1F、2F和F，由于接触面间的摩擦，这些力与接触点法线方向均偏斜一摩擦角。由1F、2F和F构成的力三角形可知)2(90sin11F=)2(90sin12F=)sin(21F（5-31）式中，1、2分别为内、外凸轮形线的图5—22滑块受力图升角。左右半轴受的转矩1T和2T分别为)sin(1111rFT)sin(2222rFT（5-32）式中，1r、2r分别为滑块与内、外凸轮接触点的半径将式（5-31）带入式（5-32）可得)sin()sin()2(90sin211211FrT)sin()sin()2(90sin212122FrT(5-33)因此，凸块式差速器左、右半轴的转矩比bk为)sin()2cos()sin()2cos(12121212rrTTkb(5-34)滑块凸轮式差速器的半轴转矩比bk可达2.33～3.00，差速器锁紧系数忌达0.4-0.5。在设计该差速器时，滑块与凸轮的接触应力不应超过2500MPa。滑块凸轮式差速器是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，在零件材料、机械加工、热处理、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5-23)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。这种差速器半轴的转矩比为图5—23蜗轮式差速器1、5-半轴蜗轮2、4-蜗杆3-行星蜗轮)tan()tan(bk（5-35）式中，为蜗杆螺旋角；为摩擦角。蜗轮式差速器的半轴转矩比bk可高达5.67～9.00，锁紧系数足达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bk降到2.65～3.00，志降到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，当拖带图5—24牙嵌式自由轮差速器挂车时尤为突出。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bk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。二、普通锥齿轮差速器齿轮设计(一)差速器齿轮主要参数选择1.行星齿轮数n行星齿轮数n需根据承载情况来选择。通常情况下，轿车：n=2；货车或越野车：n=4。2.行星齿轮球面半径bR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(5-36)式中，bK为行星齿轮球面半径系数，bK=2.5～3.0，对于有四个行星齿轮的轿车和公路用货车取小值，对于有两个行星齿轮的轿车及四个行星齿轮的越野车和矿用车取大值；dT为差速器计算转矩(N·m)，cscedTTT,min；bR为球面半径(mm)。行星齿轮节锥距0A为0A=(0.98～0.99)bR(5-37)3.行星齿轮和半轴齿轮齿数1z、2z为了使轮齿有较高的强度，希望取较大的模数，但尺寸会增大，于是又要求行星齿轮的齿数1z应取少些，但1z一般不少于10。半轴齿轮齿数2z在14～25选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比12zz在1.5～2.0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。4.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122211arctanarctanzzzz（5-38）锥齿轮大端端面模数m为220110sin2sin2zAzAm(5-39)5.压力角汽车差速齿轮大都采用压力角为22°30′、齿高系数为0.8的齿形。某些重型货车和矿用车采用25°压力角，以提高齿轮强度。6.行星齿轮轴直径d及支承长度L行星齿轮轴直径d(mm)为dcnrTd1.11030(5-40)式中，0T为差速器壳传递的转矩(N·m)，n为行星齿轮数；dr为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；c为支承面许用挤压应力，取98Mpa。行星齿轮在轴上的支承长度L为dL1.1(5-41)(二)差速器齿轮强度计算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w(MPa)为322102JndmbkkTkvmsw（5-42）式中，n为行星齿轮数；J为综合系数，取法见参考文献[10]；2b、2d分别为半轴齿轮齿宽及其大端分度圆直径(mm)；T为半轴齿轮计算转矩(N·m)，；vk、sk、mk按主减速器齿轮强度计算的有关数值选取。当csceT