經(jīng)濟(jì)型轎車(chē)機(jī)械式手動(dòng)變速箱設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)目錄1設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)22總體方案論證23變速器主要參數(shù)及齒輪參數(shù)的選擇54變速器主要零部件的幾何尺寸計(jì)算及可靠性分析1541變速器齒輪1542變速器的軸1943變速器軸承245驅(qū)動(dòng)橋（主減速器齒輪）部分參數(shù)的設(shè)計(jì)與校核316普通錐齒輪差速器的設(shè)計(jì)377設(shè)計(jì)參數(shù)匯總（優(yōu)化后）45參考文獻(xiàn)481設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)根據(jù)給定汽車(chē)車(chē)型的性能參數(shù)，進(jìn)行汽車(chē)變速箱總體傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)，選擇并匹配各總成部件的結(jié)構(gòu)型式，計(jì)算確定各總成部件的主要參數(shù)；詳細(xì)計(jì)算指定總成的設(shè)計(jì)參數(shù)，繪出指定總成的裝配圖和部分零件圖。表11轎車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)的主要參數(shù)組別發(fā)動(dòng)機(jī)主要參數(shù)116L橫置前驅(qū)FF，MT5擋，5000/2總體方案論證變速器的基本功用是在不同的使用條件下，改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，使汽車(chē)得到不同的牽引力和速度，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。此外，應(yīng)保證汽車(chē)能倒退行駛和在滑行時(shí)或停車(chē)時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系保持分離。需要時(shí)還應(yīng)有動(dòng)力輸出的功能。變速器設(shè)計(jì)應(yīng)當(dāng)滿足如下基本要求具有正確的檔數(shù)和傳動(dòng)比，保證汽車(chē)有需要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)；有空檔和倒檔，使發(fā)動(dòng)機(jī)可以與驅(qū)動(dòng)輪長(zhǎng)期分離，使汽車(chē)能倒車(chē)；換檔迅速、省力，以便縮短加速時(shí)間并提高汽車(chē)動(dòng)力性（自動(dòng)、半自動(dòng)和電子操縱機(jī)構(gòu)）；工作可靠。汽車(chē)行駛中，變速器不得跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生；應(yīng)設(shè)置動(dòng)力輸出裝置，以便必要時(shí)進(jìn)行功率輸出；效率高、噪聲低、體積小、重量輕便于制造、成本低。變速器是由變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。根據(jù)前進(jìn)檔數(shù)的不同，變速箱有三、四、五和多擋幾種。根據(jù)軸的不同類(lèi)型，分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩大類(lèi)。而前者又分為兩軸式、中間軸式和多中間軸式變速箱。在已經(jīng)給出的設(shè)計(jì)條件中，具體的參數(shù)說(shuō)明如下表21汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)主要參數(shù)發(fā)動(dòng)機(jī)16L橫置變速器MT5擋發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩155/3800發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率77/5000驅(qū)動(dòng)形式FF汽車(chē)裝備質(zhì)量（KG）128521傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析（1）傳動(dòng)方案的選取根據(jù)提供的參數(shù)及設(shè)計(jì)需求，變速器傳動(dòng)方案的選擇如下1輸入軸2輸入軸一檔齒輪3輸入軸倒檔齒輪4倒檔軸5倒檔軸倒檔齒輪6輸入軸二檔齒輪7輸入軸三檔齒輪8三、四檔同步器9輸入軸四檔齒輪10支撐11輸入軸五檔齒輪12五檔同步器13輸出軸14輸出軸五檔齒輪15輸出軸四檔齒輪16輸出軸三檔齒輪17輸出軸二檔齒輪18一、二檔同步器19輸出軸倒檔齒輪20差速器半軸齒輪21差速器星行星齒輪圖21變速器傳動(dòng)方案該方案的的特點(diǎn)是變速器輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體，由于發(fā)動(dòng)機(jī)橫置，故主減速器不需要有改變轉(zhuǎn)矩方向的作用，主減速器齒輪選用斜齒圓柱齒輪。因考慮到滑動(dòng)齒套換擋對(duì)齒輪齒端不利，故使倒檔齒輪與其它傳動(dòng)齒輪一樣為常嚙合直齒輪，并用同步器換擋，同步器與倒檔的布置如圖所示。（2）倒擋布置方案根據(jù)選取的傳動(dòng)方案，倒擋的布置形式如下所示圖22倒擋方案由上圖可知，該方案能使換擋更加輕便。（3）變速器結(jié)構(gòu)圖圖23五擋變速器結(jié)構(gòu)圖（該圖主減速器為錐齒輪）如上圖所示，為了提高軸的剛度，變速器軸增加了中間支承。22零部件結(jié)構(gòu)方案分析（1）齒輪形式變速器兩軸傳動(dòng)齒輪采用斜齒常嚙合齒輪，優(yōu)點(diǎn)是使用壽命長(zhǎng)、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低。D倒檔齒輪采用直齒常嚙合圓柱齒輪，主減速器采用斜齒圓柱齒輪。（2）換擋機(jī)構(gòu)形式變速器采用同步器換擋，其優(yōu)點(diǎn)是換擋迅速、無(wú)沖擊、換擋噪聲小，提高了汽車(chē)的加速性、燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。（3）變速器軸承初選輸出端為短圓柱滾子軸承，其余為向心球軸承具體選型與計(jì)算在軸承的壽命計(jì)算中詳細(xì)分析。3變速器主要參數(shù)及齒輪參數(shù)的選擇31擋數(shù)按設(shè)計(jì)要求，變速器檔位數(shù)為5擋，其中最高檔位超速擋。32傳動(dòng)比范圍的選擇變速器的傳動(dòng)比范圍是指變速器最低擋傳動(dòng)比與最高擋傳動(dòng)比的比值。最高擋通常為直接擋，而本次設(shè)計(jì)為了提高汽車(chē)的燃油經(jīng)濟(jì)性，將最高擋設(shè)為超速擋，檔位數(shù)為五擋。超速檔的傳動(dòng)比一般為0708。最低擋的傳動(dòng)比則要求考慮發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車(chē)最大爬坡能力、驅(qū)動(dòng)橋與地面的附著率、主減速器比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑以及所要求達(dá)到的最低行駛車(chē)速等而對(duì)于乘用車(chē)，其范圍一般在3045之間。表1是國(guó)內(nèi)外一些變速器的速比設(shè)置，可以發(fā)現(xiàn)，多數(shù)變速器的各檔速比值符合偏置等比級(jí)數(shù)。首先在滿足要求的情況下令最小傳動(dòng)比。508321主減速器傳動(dòng)比的初選主減速比對(duì)主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當(dāng)變速器處于最高檔位時(shí)汽車(chē)的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性都有直接影響，可通過(guò)燃油經(jīng)濟(jì)性加速時(shí)間曲線來(lái)確定。而在設(shè)計(jì)計(jì)算中，的選擇應(yīng)在汽車(chē)總體設(shè)計(jì)時(shí)和傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比一起由整車(chē)動(dòng)力計(jì)算0來(lái)確定。可利用在不同下的功率平衡圖來(lái)研究對(duì)汽車(chē)動(dòng)力性的影響。通過(guò)優(yōu)化設(shè)計(jì)，對(duì)發(fā)動(dòng)00機(jī)與傳動(dòng)系參數(shù)作最佳匹配的方法來(lái)選擇值，可使汽車(chē)獲得最佳的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。0對(duì)于具有很大功率儲(chǔ)備的轎車(chē)、長(zhǎng)途公共汽車(chē)尤其是賽車(chē)來(lái)說(shuō)，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率及其轉(zhuǎn)速的情況下，所選擇的值應(yīng)能保證這些汽車(chē)有盡可能高的最高車(chē)速，這0時(shí)值應(yīng)按下式來(lái)確定0（31）式中車(chē)輪的滾動(dòng)半徑,對(duì)于16排量的汽車(chē)，考慮到汽車(chē)的經(jīng)濟(jì)性，一般輪胎不宜過(guò)寬，以195/65R15輪胎為例，即其車(chē)輪滾動(dòng)半徑為變速器量高檔傳動(dòng)比，即。5對(duì)于其它汽車(chē)來(lái)說(shuō)，為了得到足夠的功率儲(chǔ)備而使最高車(chē)速稍有下降，一般選擇比上式0求得的大1025，即按下式選擇（32）003770472根據(jù)所選定的主減速比值，就可基本上確定主減速器的減速型式（單級(jí)、雙級(jí)等以及是0否需要輪邊減速器），并使之與汽車(chē)總布置所要求的離地間隙相適應(yīng)。令，把，代入式（32）中187/5000/0317508最后取主減速器傳動(dòng)比。043322最小傳動(dòng)比的選擇整車(chē)傳動(dòng)系的最小傳動(dòng)比可根據(jù)最高車(chē)速及其功率平衡圖來(lái)確定，且在選擇時(shí)要注意有利于汽車(chē)的燃油經(jīng)濟(jì)性。選擇的結(jié)果為。508323最大傳動(dòng)比的選擇汽車(chē)變速器最大傳動(dòng)比的選擇需要考慮三方面的因素最大爬坡度、附著率、汽車(chē)的最低穩(wěn)定車(chē)速。得（33）式中為汽車(chē)的最大爬坡度，取。偽為滾動(dòng)阻力系數(shù)，取。0015為整車(chē)的機(jī)械傳動(dòng)效率，取變速器傳動(dòng)效率，主減速器傳動(dòng)效率畏畏95，則有畏096（其它參數(shù)與最小傳動(dòng)比選擇時(shí)相同。）（34）式中為地面提供給驅(qū)動(dòng)輪的法向作用力（取平均前軸負(fù)荷615）1為地面附著系數(shù)，對(duì)與路況良好的混凝土或?yàn)r青路面，取085。（35）103770式中為發(fā)動(dòng)機(jī)最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速，取。400/為汽車(chē)最低穩(wěn)定車(chē)速。已知，0125930317045綜合上述要求，可得，根據(jù)設(shè)計(jì)要求，取132324各擋傳動(dòng)比的初選在已知擋位數(shù)為5與、的情況下，可知，若傳動(dòng)比分配為等比級(jí)數(shù)（現(xiàn)實(shí)中132508高擋傳動(dòng)比間隔可以比低擋稍小），則。各擋傳動(dòng)比的初選結(jié)果如下表所示表31汽車(chē)變速器傳動(dòng)比（初選）擋數(shù)12345R傳動(dòng)比I3220141008350033中心距A變速器的中心距A系指變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離。其主要由傳遞的扭矩、結(jié)構(gòu)和工藝情況決定，而其大小不僅對(duì)變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小有影響，還關(guān)系到齒輪的接觸強(qiáng)度中心距過(guò)大將使變速器的質(zhì)量增加較多；中心距過(guò)小則會(huì)使齒輪的接觸強(qiáng)度變大，壽命變短，且影響變速器殼體的性能。因此最小允許的中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來(lái)確定，而且最小中心距要同時(shí)滿足最低擋的傳動(dòng)比要求。而對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)FF的乘用車(chē)，其中心距A也可以根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)排量與中心距的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)初選。統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)表明，乘用車(chē)變速器的中心距一般在6080MM范圍內(nèi)變化。原則上來(lái)說(shuō)，車(chē)越輕，中心距也越小。設(shè)計(jì)中用下述經(jīng)驗(yàn)公式初選中心距A（36）式中A為變速器中心距（MM）為中心距系數(shù)，對(duì)于轎車(chē)，取8993變速器傳動(dòng)效率，取畏95已知，最后取。1327634外形尺寸變速器的橫向外形尺寸可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的布置來(lái)初步確定。對(duì)于四擋的乘用車(chē)，其變速器殼體的軸向尺寸為（3034）A。對(duì)于設(shè)計(jì)要求的五擋變速器，初步估計(jì)其殼體橫向尺寸為250MM。35齒輪參數(shù)（斜齒輪齒形參數(shù)）351模數(shù)齒輪模數(shù)與齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等因素有關(guān)，而在設(shè)計(jì)中主要考慮對(duì)齒輪強(qiáng)度的影響。齒輪模數(shù)大則其彎曲應(yīng)力小，但齒輪齒數(shù)會(huì)隨之減少，并減小齒輪嚙合的重合度，增加嚙合噪聲。因此，在彎曲強(qiáng)度允許的條件下應(yīng)使齒輪模數(shù)盡量小。設(shè)計(jì)中已確定變速器（不包括主減速器）齒輪均為圓柱斜齒輪，即斜齒輪應(yīng)滿足以下的強(qiáng)度要求在選擇模數(shù)時(shí)，若從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選擇同一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)選用不同的模數(shù)。一般來(lái)說(shuō)，變速器低擋齒輪應(yīng)選用較大的模數(shù)，其它擋位選用另一種模數(shù)。變速器用齒輪模數(shù)范圍見(jiàn)表32。表32汽車(chē)變速器齒輪的法向模數(shù)發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L車(chē)型10由軸承的徑向動(dòng)載荷系數(shù)與軸向動(dòng)載荷系數(shù)表可知，對(duì)其有徑向動(dòng)載荷系數(shù)，056軸向動(dòng)載荷系數(shù)，143其當(dāng)量動(dòng)載荷為，軸承壽命，汽車(chē)行駛里程數(shù)。2）變速器處于二擋時(shí)有，2COS尾394052，得TAN尾1504740150474740002033易知，150474153524098由軸承的徑向動(dòng)載荷系數(shù)與軸向動(dòng)載荷系數(shù)表可知，對(duì)其有徑向動(dòng)載荷系數(shù)，056軸向動(dòng)載荷系數(shù)，128其當(dāng)量動(dòng)載荷為，軸承壽命，汽車(chē)行駛里程數(shù)。3）變速器處于三擋時(shí)有，2COS尾486153，得TAN尾188176018817674000254易知，1881761897380992由軸承的徑向動(dòng)載荷系數(shù)與軸向動(dòng)載荷系數(shù)表可知，對(duì)其有徑向動(dòng)載荷系數(shù)，056軸向動(dòng)載荷系數(shù)，120其當(dāng)量動(dòng)載荷為，軸承壽命，汽車(chē)行駛里程數(shù)。4）變速器處于四擋時(shí)有，2COS尾599317，得TAN尾222408022240874000301易知，2224082326700956由軸承的徑向動(dòng)載荷系數(shù)與軸向動(dòng)載荷系數(shù)表可知，對(duì)其有徑向動(dòng)載荷系數(shù)，056軸向動(dòng)載荷系數(shù)，115其當(dāng)量動(dòng)載荷為，軸承壽命，汽車(chē)行駛里程數(shù)。5）變速器處于五擋時(shí)有，2COS尾665006，得TAN尾287774028777474000389易知，2877742637331091由軸承的徑向動(dòng)載荷系數(shù)與軸向動(dòng)載荷系數(shù)表可知，對(duì)其有徑向動(dòng)載荷系數(shù)，056軸向動(dòng)載荷系數(shù)，109其當(dāng)量動(dòng)載荷為，軸承壽命，汽車(chē)行駛里程數(shù)。6）由于變速器處于倒擋的行駛里程百分?jǐn)?shù)只占01，故可按齒輪參數(shù)，近似取。7）表44各擋行駛里程百分?jǐn)?shù)表（）擋位4擋變速器5擋變速器6擋變速器倒擋0101011擋0505052擋3333擋7774擋其余30305擋其余356擋其余根據(jù)上表可知，軸承能夠保證的總行駛里程數(shù)為即軸承能夠保證的總行駛里程數(shù)約為136萬(wàn)公里，對(duì)于一般轎車(chē)，軸承所能保證的總行駛里程數(shù)應(yīng)大于30萬(wàn)公里，所以所選軸承滿足壽命要求。44花鍵、同步器與變速器操縱機(jī)構(gòu)本次設(shè)計(jì)暫時(shí)不討論花鍵、同步器與變速器操作機(jī)構(gòu)的參數(shù)選擇與校核。5驅(qū)動(dòng)橋（主減速器齒輪）部分參數(shù)的設(shè)計(jì)與校核根據(jù)設(shè)計(jì)要求，主要討論主減速器主動(dòng)齒輪的設(shè)計(jì)方案。51主減速器結(jié)構(gòu)方案分析圖51斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)方案如上圖所示，對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)縱置的轎車(chē)，主減速器的齒輪選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。52主減速器主動(dòng)齒輪的支承方案主動(dòng)齒輪支承方案圖圖52主動(dòng)齒輪支承方案如上圖所示，對(duì)于經(jīng)濟(jì)型轎車(chē)，主減速器主動(dòng)齒輪采用懸臂式。齒輪以其輪齒大端一側(cè)的軸頸懸臂式地支承于一對(duì)軸承上。為了增強(qiáng)支承剛度，應(yīng)使兩軸承支承中心間的距離齒輪齒面寬中點(diǎn)的懸臂長(zhǎng)度大兩倍以上，同時(shí)比齒輪節(jié)圓直徑的70還大，并使齒輪軸徑大于等于懸臂長(zhǎng)。53主減速器齒輪的設(shè)計(jì)531主減速器傳動(dòng)比的確定0變速器的設(shè)計(jì)中已確定，主減速器傳動(dòng)比。043532主減速器計(jì)算載荷的確定汽車(chē)性能系數(shù)的確定已知對(duì)于汽車(chē)，有，得即汽車(chē)猛接離合器所產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)。21）按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動(dòng)比確定從動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩式中為計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，取，1為發(fā)動(dòng)機(jī)到萬(wàn)向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率，取，為液力變矩器變矩系數(shù)，無(wú)液力變矩器時(shí)，取，1為變速器一擋傳動(dòng)比，已知，113267為分動(dòng)器傳動(dòng)比，取，1為主減速器傳動(dòng)比，已知。0043根據(jù)以上參數(shù)可知2）按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（52）式中為滿載時(shí)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷，取，117745為汽車(chē)最大加速度時(shí)的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，取，213為地面附著系數(shù)，取，蠁085為輪胎滾動(dòng)半徑，取，0317為主減速器從動(dòng)齒輪到車(chē)輪之間的傳動(dòng)比，取，1為主減速器從動(dòng)齒輪到車(chē)輪之間的傳動(dòng)效率，取。根據(jù)以上參數(shù)，得3）按汽車(chē)日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（53）式中汽車(chē)性能系數(shù)，00016道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，0015汽車(chē)平均爬坡能力系數(shù)008已知，。12593103171得。以上三式，當(dāng)計(jì)算齒輪最大應(yīng)力時(shí)，計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)?。?1）式與（52）式中的較小值，即；當(dāng)計(jì)算齒輪疲勞壽命時(shí)取。3）主動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（54）式中即從動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，。043533齒輪的主要參數(shù)設(shè)計(jì)1）齒數(shù)已知主減速器傳動(dòng)比，可選主減速器主動(dòng)齒輪齒數(shù)，取主減速器從動(dòng)齒輪齒043019數(shù)。02392）從動(dòng)齒輪分度圓直徑和法向模數(shù)2對(duì)于單級(jí)主減速器，增加尺寸會(huì)影響驅(qū)動(dòng)橋殼高度尺寸和離地間隙，減小又影響主減22速器與差速器的安裝。從動(dòng)齒輪分度圓直徑可由經(jīng)驗(yàn)公式初選，有2（55）223式中為直徑系數(shù)，取，2214為從動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，。由以上參數(shù)可得，取整得。2198法向模數(shù)由下式計(jì)算（56）22同時(shí)，還應(yīng)滿足（57）3式中為模數(shù)系列，取0304。由以上參數(shù)可得，取標(biāo)準(zhǔn)值，得。19839507753）主減速器齒輪法向壓力角大致同理于變速器斜齒輪的參數(shù)選取，取主減速器齒輪壓力角。4）主、從動(dòng)齒輪齒面寬和12取主減速器主動(dòng)齒輪齒寬，主減速器從動(dòng)齒輪齒寬。1302275）主減速器齒輪螺旋角取主減速器主動(dòng)齒輪螺旋角，主動(dòng)齒輪右旋，從動(dòng)齒輪左旋。6）主減速器齒輪齒頂高系數(shù)與頂隙系數(shù)取齒輪的法向齒頂高系數(shù)，法向頂隙系數(shù)。7）主減速器齒輪中心距根據(jù)整體布置，初選主減速器齒輪中心距。1288）主減速器齒輪變位系數(shù)避免根切的最小變位系數(shù)可由（58）式確定（58）1式中為齒頂高系數(shù)，已知；為未變位又不發(fā)生根切的最小齒數(shù)，。MIN1720Z由此可得對(duì)主減速器主動(dòng)齒輪，有，1111脳1917047對(duì)主減速器從動(dòng)齒輪，有。再根據(jù)角變位齒輪計(jì)算工具，可得變位結(jié)果，如圖53所示。圖53角變位齒輪計(jì)算圖即對(duì)于主減速器主動(dòng)齒輪，取變位系數(shù)，10500對(duì)于主減速器從動(dòng)齒輪，取變位系數(shù)。2044054主減速器齒輪的可靠性分析541齒輪的損壞形式由于發(fā)動(dòng)機(jī)橫置，主減速器采用圓柱斜齒輪傳動(dòng)，故同理于變速器齒輪，主減速器齒輪的損壞形式主要有輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點(diǎn)蝕）、移動(dòng)換擋齒輪端部破壞（本次設(shè)計(jì)時(shí)無(wú)需考慮）以及齒面膠合。542齒輪的強(qiáng)度計(jì)算1）輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算假定載荷作用在齒頂，已知，齒形系數(shù)的選擇如圖54所示。01圖54齒形系數(shù)圖已知斜齒輪彎曲應(yīng)力為蟽59）式中為圓周力，為計(jì)算載荷，為節(jié)圓直徑，1F12，為應(yīng)力集中系數(shù)，蟽蟽15為法向齒距，為齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖54中查得，即對(duì)于主動(dòng)齒輪，有，對(duì)于從動(dòng)齒輪，有。1016720130為重合度影響系數(shù)，。（其它未說(shuō)明參數(shù)同上）將上述有關(guān)參數(shù)整理后可得式（42）（其中齒寬系數(shù)）6085CK（510）在已知輸出軸所承受的最大轉(zhuǎn)矩和其它相關(guān)參數(shù)的情況下，由最大彎曲應(yīng)力不超過(guò)與許用疲勞應(yīng)力可700蟽210得對(duì)主減速器主動(dòng)齒輪，有，對(duì)主減速器從動(dòng)齒輪，有，綜上所述，主減速器圓柱斜齒齒輪滿足彎曲強(qiáng)度要求。2）輪齒接觸應(yīng)力已知斜齒輪接觸應(yīng)力為J（43）式中為齒面上的法向力，為圓周力，為節(jié)圓直徑，112為齒輪材料的彈性模量，對(duì)于滲碳鋼，可取，210為齒輪接觸的實(shí)際寬度，和為主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑，對(duì)斜齒輪，與為主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑。根據(jù)上述分析可知，對(duì)主減速器主動(dòng)齒輪，有，對(duì)主減速器主動(dòng)齒輪，有，212104，對(duì)主動(dòng)齒輪，有圓周力法向力齒寬130對(duì)從動(dòng)齒輪，有法向力齒寬227在已知輸出軸所承受的最大轉(zhuǎn)矩和其它相關(guān)參數(shù)的情況下，由最大接觸應(yīng)力不超過(guò)與許用疲勞接觸應(yīng)力可得2800蟽1750對(duì)于主減速器主動(dòng)齒輪，有對(duì)于主減速器從動(dòng)齒輪，有綜上所述，主減速器齒輪齒輪滿足接觸強(qiáng)度要求。544齒輪的材料選擇主減速器齒輪選擇用滲碳合金鋼制造，可用、等常用材料。選擇20202。20為改善新齒輪的磨合，防止其在余興初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，齒輪在熱處理以及精加工后，作厚度為00050020MM的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。并對(duì)齒面進(jìn)行應(yīng)力噴丸處理。6普通錐齒輪差速器的設(shè)計(jì)61差速器的方案選擇及結(jié)構(gòu)分析根據(jù)要求，初步選定差速器的種類(lèi)為對(duì)稱式行星錐齒輪差速器，安裝在驅(qū)動(dòng)橋的兩個(gè)半軸之間，通過(guò)兩個(gè)半軸把動(dòng)力傳給車(chē)輪?，F(xiàn)設(shè)計(jì)簡(jiǎn)圖如下圖11差速器結(jié)構(gòu)方案圖如圖11，對(duì)稱式行星錐齒輪主要是差速器左右殼1和4，兩個(gè)半軸齒輪2、四個(gè)行星齒輪3、十字軸5。動(dòng)力傳輸?shù)讲钏倨鳉?，差速器殼帶動(dòng)十字軸5轉(zhuǎn)動(dòng)。十字軸又帶動(dòng)安裝在它四個(gè)軸頸上的行星齒輪3轉(zhuǎn)動(dòng)，行星齒輪與半軸齒輪相互嚙合，所以又將轉(zhuǎn)矩傳遞給半軸齒輪，半軸齒輪與半軸相連，半軸又將動(dòng)力傳給驅(qū)動(dòng)輪，完成汽車(chē)的行駛。其具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作平穩(wěn)、制造方便、安裝方便、調(diào)試簡(jiǎn)單等優(yōu)點(diǎn)。差速器的結(jié)構(gòu)分析（1）行星齒輪3的背面大都做成球面，與差速器殼1配合，保證行星齒輪具有良好的對(duì)中性，以利于和兩個(gè)半軸齒輪2正確地嚙合；（2）由于行星齒輪3和半軸齒輪2是錐齒輪傳動(dòng)，在傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，沿行星齒輪和半軸齒輪的軸線有很大的軸向作用力，而齒輪和差速器殼之間又有相對(duì)運(yùn)動(dòng)。為減少齒輪和差速器殼之間的磨損，在半軸齒輪背面與差速器殼相應(yīng)的摩擦面之間裝有平墊圈，而在行星齒輪和差速器殼之間裝有球面墊圈。當(dāng)汽車(chē)行駛一定得里程。墊圈磨損后可以通過(guò)更換墊圈來(lái)調(diào)整齒輪的嚙合間隙，以提高差速器的壽命。（3）在中、重型汽車(chē)上由于需要傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，所以要安裝四個(gè)行星齒輪，行星齒輪軸也要用十字軸。（4）為了保證行星齒輪和十字軸之間有良好的潤(rùn)滑，在十字軸的軸頸銑出了一個(gè)平面，以儲(chǔ)存潤(rùn)滑油潤(rùn)滑齒輪背面。62差速器的工作原理差速器采用對(duì)稱式錐齒輪結(jié)構(gòu)，其原理如下圖22所示。圖12差速器差速原理圖差速器殼3與行星齒輪5連成一體，形成行星架。因?yàn)樗峙c主減速器從動(dòng)齒輪6固連在一起，故為主動(dòng)件，設(shè)其角速度為O半軸齒輪1和2為從動(dòng)件，其角速度為1和2A、B兩點(diǎn)分別為行星齒輪4與半軸齒輪1和2的嚙合點(diǎn)。行星齒輪的中心點(diǎn)為C，A、B、C三點(diǎn)到差速器旋轉(zhuǎn)軸線的距離均為R。當(dāng)行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉(zhuǎn)軸線公轉(zhuǎn)時(shí)，顯然，處在同一半徑R上的A、B、C三點(diǎn)的圓周速度都相等，其值為OR于是，12O，即差速器不起差速作用，而半軸角速度等于差速器殼3的角速度。行星齒輪在公轉(zhuǎn)的同時(shí)也在進(jìn)行自傳，如圖當(dāng)行星齒輪4除公轉(zhuǎn)外，還繞本身的軸5以角速度4自轉(zhuǎn)時(shí)，嚙合點(diǎn)A的圓周速度為1ROR4R4，嚙合點(diǎn)B的圓周速度為2ROR4R4于是有1R2R（OR4R4）OR4R4即122O若角速度以每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)N表示，則N1N22NO（11）式（11）為兩半軸齒輪直徑相等的對(duì)稱式齒輪差速器的運(yùn)動(dòng)性方程式。它表明左右兩側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速之和等于差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍，而與行星齒輪轉(zhuǎn)速無(wú)關(guān)。因此，在汽車(chē)轉(zhuǎn)彎行駛或其他行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應(yīng)轉(zhuǎn)速自轉(zhuǎn)，使兩側(cè)驅(qū)動(dòng)車(chē)輪以不同轉(zhuǎn)速在地面上滾動(dòng)而無(wú)滑動(dòng)。由式（11）可得知當(dāng)任何一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為零時(shí)，另一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍；當(dāng)差速器殼轉(zhuǎn)速為零時(shí)，若一側(cè)半軸齒輪受到其他外來(lái)力矩而轉(zhuǎn)動(dòng)，則另一側(cè)半軸齒輪即以相同的轉(zhuǎn)速反向轉(zhuǎn)動(dòng)。對(duì)稱式錐齒輪差速器的轉(zhuǎn)矩分配O由主減速器傳來(lái)的轉(zhuǎn)矩，經(jīng)由差速器殼、行星齒輪軸和行星齒輪傳給半軸齒輪。行星齒輪相當(dāng)于一個(gè)等臂杠桿，而兩個(gè)半軸齒輪的半徑也是相等的。因此，當(dāng)行星齒輪沒(méi)有自轉(zhuǎn)時(shí)，總是將轉(zhuǎn)矩O平均分配給左、右兩半軸齒輪，即1202。當(dāng)兩半軸齒輪以不同的轉(zhuǎn)速朝相同的方向轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，設(shè)左半軸轉(zhuǎn)速N1大于右半軸轉(zhuǎn)速N2，則行星齒輪將按順時(shí)針的方向繞行星齒輪軸自轉(zhuǎn)。此時(shí)行星齒輪孔與行星齒輪軸軸頸間以及齒輪背部與差速器殼之間都產(chǎn)生摩擦。行星齒輪所受的摩擦力矩R方向與行星齒輪的轉(zhuǎn)向相反，此摩擦力矩使行星齒輪分別對(duì)左、右半軸齒輪附加作用了大小相等而方向相反的兩個(gè)圓周力，因此當(dāng)左、右驅(qū)動(dòng)車(chē)輪存在轉(zhuǎn)速差時(shí)，1（0R）2，2（0R）2左、右車(chē)輪上的轉(zhuǎn)矩之差等于差速器的內(nèi)摩擦力矩R。為了衡量差速器內(nèi)摩擦力矩的大小及轉(zhuǎn)矩分配特性，常以鎖緊系數(shù)K表示K（21）0R0差速器內(nèi)摩擦力矩R和其輸入轉(zhuǎn)矩0（差速器殼體上的力矩）之比定義為差速器鎖緊系數(shù)K?？炻胼S的轉(zhuǎn)矩之比21定義為轉(zhuǎn)矩比，以KB211K1K目前廣泛使用的對(duì)稱式錐齒輪差速器的內(nèi)摩擦力矩很小，其鎖緊系數(shù)K005015，轉(zhuǎn)矩比KB為1114可以認(rèn)為，無(wú)論左、右驅(qū)動(dòng)車(chē)輪轉(zhuǎn)速是否相等，其轉(zhuǎn)矩基本上總是平均分配的。這樣的分配比例對(duì)于汽車(chē)在好的路面上直線或轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，都是令人滿意。但是當(dāng)汽車(chē)在壞的路面行駛時(shí)，卻嚴(yán)重影響了通過(guò)能力。例如，當(dāng)汽車(chē)的一個(gè)驅(qū)動(dòng)車(chē)輪接觸到泥濘或冰雪路面的時(shí)候，在泥濘路面上的車(chē)輪原地滑轉(zhuǎn)，而在好路面上的車(chē)輪靜止不動(dòng)。這是因?yàn)樵谀酀袈访嫔宪?chē)輪與路面上車(chē)輪與路面之間附著力很小，路面只能對(duì)半軸作用很小的反作用很小的反作用轉(zhuǎn)矩，雖然另一車(chē)輪與好路面間的附著力較大，但因?qū)ΨQ式錐齒輪差速器具有轉(zhuǎn)矩平均分配的特性，使這一個(gè)車(chē)輪分配到的轉(zhuǎn)矩只能與傳到滑轉(zhuǎn)的驅(qū)動(dòng)車(chē)輪上的很小的轉(zhuǎn)矩相等，致使總的驅(qū)動(dòng)力不足以克服行駛阻力，汽車(chē)便不能前進(jìn)。在圖23容易看出汽車(chē)在直線行駛時(shí)候兩半軸的轉(zhuǎn)速相等和在轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)實(shí)現(xiàn)兩半軸轉(zhuǎn)速不等圖23差速器工作時(shí)轉(zhuǎn)矩變化圖當(dāng)汽車(chē)在直線行駛時(shí)，此時(shí)行星齒輪軸將轉(zhuǎn)距平均分配兩半軸齒輪，兩半軸齒輪轉(zhuǎn)速恒等于差速器殼的轉(zhuǎn)速，傳遞給左右車(chē)輪的轉(zhuǎn)矩也是相等的。此時(shí)左右車(chē)輪的轉(zhuǎn)速時(shí)相等的。而當(dāng)汽車(chē)轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，其中一個(gè)半軸轉(zhuǎn)動(dòng)一個(gè)角，兩半軸的轉(zhuǎn)矩就得不到平均分配，必然出現(xiàn)一個(gè)轉(zhuǎn)速大，一個(gè)轉(zhuǎn)速小，此時(shí)汽車(chē)就平穩(wěn)地完成了轉(zhuǎn)彎行駛。621差速器中的轉(zhuǎn)矩分配計(jì)算當(dāng)變速箱掛1檔時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)通過(guò)變速箱輸出的轉(zhuǎn)矩最大，主傳動(dòng)比、1檔變速比230I；26731INIKTFEDCE01MAX上式中TCE計(jì)算轉(zhuǎn)矩，NM；TEMAX發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；TEMAX155NMN為驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，取1；IF為分動(dòng)器傳動(dòng)比，IF1；I0為主減速器傳動(dòng)比，I032；為變速器傳動(dòng)效率，096；K為液力變矩器變矩系數(shù)，K1；KD為由于猛接離合器而產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)，KD1；I1為變速器最低擋傳動(dòng)比，I13267；代入式中，有TCE15556NM差速器的轉(zhuǎn)矩MNIM1572315960TCE1MAX0（1）左右驅(qū)動(dòng)車(chē)輪不存在差速情況由變速器傳來(lái)的轉(zhuǎn)矩，經(jīng)差速器殼、行星齒輪軸和行星齒輪傳給半軸齒輪。行星齒輪相當(dāng)于一個(gè)等臂杠桿，而兩個(gè)半軸齒輪半徑也是相等的。因此，當(dāng)行星齒輪沒(méi)有自轉(zhuǎn)時(shí)，總是將轉(zhuǎn)矩平均分配給左、右兩半軸齒輪，即0MMNM782101左右驅(qū)動(dòng)車(chē)輪存在差速情況轉(zhuǎn)矩比S較高轉(zhuǎn)矩側(cè)半軸傳遞轉(zhuǎn)矩與較低轉(zhuǎn)矩側(cè)半軸傳遞轉(zhuǎn)矩之比稱為轉(zhuǎn)矩比S，即BSM（取S13）SBM0B整理以上兩個(gè)式子得，代入相關(guān)數(shù)據(jù)得，310B80MNMB在設(shè)計(jì)過(guò)程中要將安全系數(shù)考慮上，安全系數(shù)范圍，該設(shè)計(jì)取。612N21N設(shè)計(jì)中較高轉(zhuǎn)矩側(cè)半軸傳遞轉(zhuǎn)矩TCS5MBB622差速器的齒輪主要參數(shù)選擇（1）行星齒輪數(shù)N行星齒輪數(shù)N需根據(jù)承載情況來(lái)選擇的，由于是小轎車(chē)的差速器所以行星齒輪數(shù)N選擇2個(gè)。（2）行星齒輪球面半徑和節(jié)錐距的確定BR0A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(jù)經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)確定BR3DBTKR上式中KB為行星齒輪球面半徑系數(shù)?？扇?52299，對(duì)于有2個(gè)行星齒輪的載貨汽車(chē)取小值；對(duì)于有四個(gè)行星齒輪的乘用車(chē)和礦用車(chē)取最大值；式中由于是2個(gè)行星齒輪的差速器的轎車(chē)，所以取行星齒輪球面半徑系數(shù)03BK差速器計(jì)算轉(zhuǎn)矩，則615,MIN0MNMTCSED取整RB76341503RB3差速器行星齒輪球面半徑確定后，可初步根據(jù)下式確定節(jié)錐距0R0A取BA980MAB34980行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)的選擇小轎車(chē)齒輪強(qiáng)度要求不太高，可以選取行星齒輪齒數(shù)，半軸齒輪齒數(shù)初選為24，15Z2Z與的齒數(shù)比為16，兩個(gè)半軸齒數(shù)和為48，能被行星齒輪數(shù)2整除，所以能夠保證裝配，2Z1滿足設(shè)計(jì)要求。行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角、及模數(shù)M12行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角、分別為0211324/5ARCTN/ARCTNZ281當(dāng)量齒數(shù)657032COS11V28458422ZV當(dāng)量齒數(shù)都大于17，因此滿足條件，不會(huì)根切1,錐齒輪大端端面模數(shù)M為MZAM524SIN2SI2010行星齒輪分度圓直徑，半軸齒輪分度圓直徑。ZD5371ZD602壓力角采用推薦值，齒高系數(shù)為08。02行星齒輪軸直徑D及支承長(zhǎng)度L行星齒輪軸直徑與行星齒輪安裝孔直徑相同，行星齒輪在軸上的支承長(zhǎng)度也就是行星齒輪安裝孔的深度。行星齒輪軸直徑D為MNRTDDC71460298151033行星齒輪在軸上的支承長(zhǎng)度L為M74差速器齒輪的幾何尺寸計(jì)算查得修正系數(shù)齒側(cè)間隙05220B汽車(chē)差速器直齒輪錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算步驟見(jiàn)下表序號(hào)項(xiàng)目計(jì)算公式結(jié)果1行星齒輪齒婁，應(yīng)盡量取小值10Z152半軸齒輪齒數(shù)2542，且滿足NLH60243模數(shù)M254齒面寬度；030AFMF19MM5齒工作高HG614000MM6齒全高5784521MM7壓力角一般汽車(chē)；有些重型車(chē)03200328軸交角9099節(jié)圓直徑；1MZD2；MD5371D60210節(jié)錐角；21ARCTN12ARCTNZ；095711節(jié)錐距210SIIDAA35012周節(jié)MT1463MT854713齒頂高，2HGZ21/37040，H621MH4361214齒根高；11782“28；901H34“215徑向間隙05MHCGC0521MM16齒根角；0“11ARTNA0“22ARCTNAH；081901217面錐角；2102；73601760218根錐角；RR；98R935R19外圓直徑；110COSHD220COSHD；MD40123620節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離；1201SINH2102SINH；901M4221理論弧齒厚；21STMTTA2153,621SS22齒側(cè)間隙BB012723弦齒厚26131BDSSX2632BDSXMSX041SX7224弦齒高114COHX224COHXHX61HX45612差速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算根據(jù)輪齒彎