【文章內容簡介】 打滑的目的。摩擦片之間所能承受的轉矩相對較小，不能傳遞大扭矩，但是其結構簡單，因而摩擦片式自鎖差速器不適用于重型車，常用于轎車和輕型載貨汽車上，如現代圣塔菲，長豐獵豹，華泰特拉卡等。摩擦片式差速器結構簡單，工作平穩(wěn)，鎖緊系數K’，常用于轎車和輕型汽車上。 滑塊凸輪式差速器滑塊凸輪式差速器（）是利用滑塊與凸輪之間產生較大數值的內摩擦力矩，以提高鎖緊系數的一種高摩擦自鎖式差速器?；瑝K凸輪式差速器的鎖緊系數與凸輪表面的摩擦因數和傾角有關，一般K’。這種差速器可在很大程度上提高汽車的通過性，但結構復雜，加工要求高，摩擦件的磨損較大。它既可用作軸間差速器，也可用作輪間差速器。 摩擦片式自鎖差速器 滑塊凸輪式差速器 牙嵌式自由輪差速器牙嵌自由輪式差速器（）靠固定在兩半殼體之間的主動環(huán)和與半軸相連的從動環(huán)來限制差速作用，防止驅動輪打滑，其鎖止系數可達1。它可以有效地改善汽車的通過性，且工作可靠，使用壽命長，但是其左右車輪的扭矩傳遞時斷時續(xù)，引起車輪傳動裝置中載荷的不均勻性，并加劇了輪胎磨損。該差速器多用于中、重型車輛上。 牙嵌式自由輪差速器 粘性聯軸差速器粘性聯軸防滑差速器（）利用液體（通常為硅油）的阻力矩限制差速 粘性聯軸差速器作用，提高非打滑驅動輪的扭矩分配，從而提高車輛的越野通過性，多應用于輕型車上，如納鐵福(GKN)差速器等，美國吉普車也采用了此類防滑差速器。硅油本身具有高爬行性能，即使粘性聯軸器內無壓力時，硅油也會從油封處極小的間隙滲出殼體而造成漏損。因此，常將油封在軸上保持較大的壓力。粘性聯軸器傳遞的轉矩與硅油密度、粘度、主從動軸轉速差、內葉片數和半徑等成正比，與內、外葉片間的間隙成反比。輸入軸與輸出軸的轉速差越大，由輸入軸傳遞到轉速低的輸出軸的轉矩就越大。 托森差速器托森差速器（）是美國格里森公司生產的轉矩感應式差速器。托森差速器利用蝸輪蝸桿傳動的基本原理和齒面摩擦條件實現轉矩的自動調節(jié)，從而提高非打滑驅動輪的驅動扭矩，達到防滑的目的。托森差速器結構緊湊、性能可靠，被廣泛應用于全輪驅動轎車的軸間差速器及后驅動軸輪間差速器，如應用在美軍M998“悍馬”越野汽車、奧迪夸特羅全輪驅動轎車。由于托森差速器在轉矩差很大時有自動鎖止作用，妨礙了正常差速作用，通常不用作轉向驅動軸的輪間差速器。另外由于它不能傳遞太大的力矩，故在重型車上應用受到限制。1差速器殼；2直齒輪軸；3半軸；4直齒輪；5主減速器被動齒輪；6蝸輪；7蝸桿 選型結論為了提高汽車的通過性和防滑能力，鎖緊系數大些好。但是過大的鎖緊系數，不但對汽車轉向操縱的輕便靈活性、行駛的穩(wěn)定性、傳動系的載荷、輪胎磨損和燃料消耗等，有不同程度的不良影響，而且無助于進一步提高驅動車輪的抗滑能力。所以鎖緊系數的選擇要適中，以滿足車輛行駛道路的要求。SUV汽車大多行駛在較好的路面上，沒有必要具備專業(yè)越野汽車的越野性能；但它也必須擁有較一般轎車更強的通過性。而摩擦片式自鎖差速器鎖緊系數適中，；結構簡單，工藝上有一定的繼承性，與普通差速器互換性好。非常適合應用于普通SUV汽車。青島理工大學畢業(yè)設計 摩擦片式自鎖差速器設計 第三章 摩擦片式自鎖差速器設計摩擦片式自鎖差速器()是在對稱式錐齒輪差速器的基礎上發(fā)展而成的。為增加差速器內摩擦力矩，從而提高汽車的有效轉矩利用率，在半軸齒輪與差速器殼之間裝有摩擦片組。十字軸由兩根相互垂直的行星齒輪軸組成，其端部均切出凸V形面，相應地差速器殼孔上也有凹V形面，兩根行星齒輪軸的V形面是反向安裝的。每個半軸齒輪的背面有推力壓盤和摩擦片組。摩擦片組由薄鋼片和若干間隔排列的主動摩擦片(摩擦板)及從動摩擦片(摩擦盤)組成。推力壓盤以內花鍵與半軸相連，而軸頸處用外花鍵與從動摩擦片連接，主動摩擦片(伸出兩耳的摩擦板)則用兩耳花鍵與差速器殼的內鍵槽相配。推力壓盤和主、從動摩 摩擦片式自鎖差速器擦片均可作微小的軸向移動。當汽車直線行駛、兩半軸無轉速差時，轉矩平均分配給兩半軸。由于差速器殼通過斜面對行星齒輪軸兩端壓緊，斜面上產生的軸向力迫使兩行星齒輪軸分別向左、右方向(向外)略微移動，通過行星齒輪使推力壓盤壓緊摩擦片。此時，轉矩經兩條路線傳給半軸:一路經行星齒輪軸、行星齒輪和半軸齒輪，將大部分轉矩傳給半軸。另一路則由差速器殼經主、從動摩擦片、推力壓盤傳給半軸。當汽車轉彎或一側車輪在路面上滑轉時，行星齒輪自轉，起差速作用，左、右半軸齒輪的轉速不等。由于轉速差的存在和軸向力的作用，主、從動摩擦片間在滑轉同時產生摩擦力矩，其數值大小與差速器傳遞的轉矩和摩擦片數量成正比，而其方向與快轉半軸的旋向相反，與慢轉半軸的旋向相同。較大數值的內摩擦力矩作用的結果，使慢轉半軸傳遞的轉矩明顯增加。 結構參數設計表31為設計主要參數表31設計主要參數長/寬/高(mm):4620/1800/1710軸距(mm):2700最小離地間隙(mm):200整備質量(kg):1790最高車速(km/h):≥140發(fā)動機位置:前置發(fā)動機型式:L水冷、四沖程、渦輪增壓中冷、電控高壓共軌柴油機.氣缸數:4 排量(mL):2771最大功率(kw):85/3400最大扭矩():285/18002600輪胎類型與規(guī)格:P235/65R17懸架(前/后):雙叉臂式扭桿彈簧獨立懸架/四連桿螺旋彈簧非獨立懸架制動裝置型式(前/后):液壓雙管路、真空助力盤式制動器/液壓雙管路、真空助力盤式制動器最小轉彎直徑:變速器型式:5速手動變速箱 一檔傳動比： 差速器殼體傳遞轉矩的確定 主減速比的確定差速器殼體上的齒輪為主減速器從動齒輪，因此應首先確定主減速比。對于具有很大功率的轎車、客車、長途公共汽車，尤其是對競賽汽車來說，在給定發(fā)動機最大功率的情況下，所選擇的值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時i0值應按式(31)來確定： （31）式中： ——車輪的滾動半徑，m；——最大功率時的發(fā)動機轉速，r／min； ——汽車的最高車速，km／h； ——變速器最高擋傳動比。對于5擋變速器，最高檔通常為超速擋，~。，則各擋之間公比。假設最高車速為170km/h。根據已有的參數和公式（31）可以算得 對于SUV汽車來說，為了用稍低降低最高車速的辦法來得到足夠的功率儲備，主減速比一般應選得要大10%~25%。則。此時=140km/h，滿足條件。主減速比的校核：由最大附著系數條件得 (符合條件)由最大爬坡度條件得 （符合條件） 差速器（主減速器從動齒輪）計算載荷的確定 由于汽車行駛時傳動系載荷的不穩(wěn)定性，因此要準確地算出主減速器齒輪的計算載荷是比較困難的。本設計中采用格里森齒制錐齒輪計算載荷的三種確定方法。 (32)式中 ——計算轉矩(Nm)；——驅動橋數；——主減速器傳動比；——變速器一擋傳動比；——分動器傳動比；——發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率；——液力變矩器變矩系數，,——最大變矩系數；——發(fā)動機最大轉矩（Nm）；Kd——猛接離合器所產生的動載系數，液力自動變速器Kd=1，手動操縱的機械變速器高性能賽車Kd=3，性能系數fi=0的汽車Kd=1；fi0的汽車Kd=2或由經驗選定。其計算公式如下： (33) 結合本課題涉及的相關參數為:n=2, ,k=1,所以。根據公式(32)代入參數可算得 (34)式中，——計算轉矩(Nm)； ——滿載狀態(tài)下一個驅動橋上的靜載荷（N）； ——汽車最大加速度時的后軸負載荷轉移系數，乘用車： ～，商用車：～； ——輪胎與路面間的附著系數，在安裝一般輪胎的汽車在良好的混凝土或瀝青路上，，； ——主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比； ——主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率；結合本課題涉及的相關參數為:, ,。根據公式(34)算得: 計算錐齒輪最大應力時取 (35)式中，Tcf——計算轉矩(Nm)； Ga——汽車滿載總重量； fR——道路滾動阻力系數，~；~；～ fH——平均爬坡能力系數，；~；～；～ fi——汽車性能系數，取值同前。結合本課題涉及的相關參數為: ,滾阻系數,。由公式(35)可以算得: 計算疲勞壽命時取 差速器齒輪主要參數選擇考慮到SUV汽車所承受和傳遞的轉矩較大，將行星齒輪個數取為4。 行星齒輪球面半徑的的確定行星齒輪球面半徑反映了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力，可根據經驗公式來確定 (36)式中，為行星齒輪球面半徑系數，=~； 為差速器計算轉矩(Nm)，； 為球面半徑(mm)。差速器行星齒輪球面半徑 確定以后，可初步根據下式確定節(jié)錐距： =(～) （37）取=3，由之前計算可知；由公式(36)計算可得： ，取整為33mm。 由公式（37）預算節(jié)錐距