TY1250型载货汽车差速器设计（毕业设计说明书）(4)

制造精度要求高，因而限制了它的应用。

2.4 牙嵌式自由轮差速器

牙嵌式自由轮差速器是自锁式差速器的一种（图2-5）。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。

图2-5 牙嵌式自由轮差速器

牙嵌式自由轮差速器的半轴转矩比kb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。

2.5 结构方案的确定

通过以上对四种差速器的介绍，经过比较，普通锥齿轮式差速器由于结构简单、工作平稳可靠、质量较小等优点，应用广泛，它用于一般使用条件的各种汽车的驱动桥中。所以，本课题选用普通锥齿轮式差速器，确定的结构方案为：对称式圆锥行星齿轮差速器。对称式圆锥行星齿轮差速器能把扭矩大致平均的分配给半轴，并允许车轮有相对转动。

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普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿 轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图2-6所示。

图2-6 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器

1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片； 7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳

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第3章 详细设计计算过程

3.1 差速器的设计计算与校核

3.1.1 差速器齿轮主要参数选择

3.1.1.1 行星齿轮数目n的选择

从主减速器传来的扭矩要通过差速器分配给车轮。为此，行星齿轮数n需要根据承载情况来选择，在承载不大的情况下n可取两个，反之应取n=4。

货车和越野车多采用4个行星齿轮，多于4个行星齿轮的在安装上会有困难。轿车常用两个行星齿轮。采用行星齿轮数目多了，每个行星齿轮上的力就可以减小了。

在此，题目设计TY1250型载货汽车差速器，所以取行星齿轮数n=4。 3.1.1.2 行星齿轮球面半径Rb的确定

圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径Rb，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度与承载能力。

球面半径Rb可按如下的经验公式确定：

Rb?Kb3Td （3-1） 式中：Kb——行星齿轮球面半径系数，可取2.5～3.0，对于有4个行星齿轮的 乘用车和商用车取小值，对于有两个行星齿轮的轿车及4个行星 齿轮的越野车和矿用车取大值。这里取Kb=2.5。

Td——计算转矩，取Td?min?Tce,Tcs?，Tce为按发动机最大转矩和最低

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档传动比从动锥齿轮的计算转矩；Tcs为按驱动轮打滑转矩确定从 动锥齿轮的计算转矩。单位N·m。 Rb——为球面半径。 计算转矩的计算 ① Tce的计算：

Tce?kdTemaxki1ifi0?n （3-2)

式中：Kb——为猛接离合器所产生的动载系数，液力自动变速器：Kb=1，具有 手动操纵的机械变速器的高性能赛车:Kb=3,性能系数fi=0的汽车： Kb=1，fi>0的汽车：kd=或者由经验确定。这里取Kb=1。 Tema——发动机最大转矩，根据汽车最大总质量及最高车速等参考同类 x 型车，选取发动机型号为：康明斯c260 20，额定功率/转速： 191kw/2200r/min,最大转矩/转速：1025n.m/1400r/min。 k——液力变矩器变矩系数，取k=1。 i0——主减速器传动比，i0?0.377nr，其中n为发动机额定转速，

Vmaxig n=2200r/min；r为轮胎半径，由轮胎规格12.00 R20，查阅 《GB/T2977-1997》载重轮胎系列可知r=526mm；Vmax为最高车速， 由题目知Vmax=80km/h；ig为变速器最高档传动比，ig=1。代入 各个数据得：i0=5.45，取i0=5.728。 i1——变速器 i1?1

档传动比，参考《汽车理论》P80，

，

其

中

G

为

车

重

，

G?fcos?max?sin?max?rTtqmaxi0?T G=18000×10=180000N；最大爬坡度i=tanα=40%,则α =arctan40%=21.8o；r=0.526m；Ttqmax=800n.m；i0=5.728；ηt

为传动效率，取?T=0.95x0.96=0.912；f取0.02。代入各个数据

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得i1≥6.89。

if——分动器传动比，由于此车为单驱动轴，无需设计分动器，所以取 if=1。

?——从发动机到万向传动轴之间的传动效率，取?=0.9。 n——驱动桥数，n=1。

代入以上各个参数值，得Tce=36407N.m。 ② Tcs的计算：

Tcs?G2m2?r （3-3) im?m式中：G2——满载状态下一个驱动桥上的静载荷，参见《汽车设计》（1）P21， 表1-6，有满载后轴载重65%-70%，所以可取 G2=180000×65%=117000N。

m2——汽车最大加速度时的后轴负荷系数，商用车:m2=1.1～1.2,乘用车： m2=1.2～1.4，这里取m2=1.1。

?——轮胎与路面间的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，在良 好的混凝土或者沥青路上，?可取0.85。 r——轮胎滚动半径，r=0.526m。

im——主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，及轮边减速器传动比，为 4。

?m——主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，取0.85。 代入以上各个参数，可得Tcs=19464n·m。

由①②的结果，比较Tce与Tcs得Td?min?Tce,Tcs?=Tcs=19464n·m。

再将各参数代入公式Rb?Kb3Td，得Rb=67.25mm。

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