(整理)二軸五檔變速器設(shè)計說明書.

1、精品文檔 經(jīng)濟型轎車機械式手動變速箱 設(shè)計計算說明書 精品文檔 目錄 1. 設(shè)計任務(wù)書2 2. 總體方案論證2 3. 變速器主要參數(shù)及齒輪參數(shù)的選擇 5 4. 變速器主要零部件的幾何尺寸計算及可靠性分析15 4.1 變速器齒輪15 4.2 變速器的軸19 4.3 變速器軸承24 5. 驅(qū)動橋（主減速器齒輪）部分參數(shù)的設(shè)計與校核31 6. 普通錐齒輪差速器的設(shè)計37 7. 設(shè)計參數(shù)匯總（優(yōu)化后） 45 *參考文獻48 1設(shè)計任務(wù)書 根據(jù)給定汽車車型的性能參數(shù)， 進行汽車變速箱總體傳動方案設(shè)計， 選擇并匹配各總成 部件的結(jié)構(gòu)型式，計算確定各總成部件的主要參數(shù)； 詳細計算指定總成的設(shè)計參數(shù)， 繪出指

2、 定總成的裝配圖和部分零件圖。 表1-1轎車傳動系統(tǒng)的主要參數(shù) 組別 發(fā)動機 主要參數(shù) 1 1.6L橫置 前驅(qū) FF, MT 5 擋， 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)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，使汽車 得到不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。此外，應(yīng)保證汽車能倒退 行駛和在滑行時或停車時使發(fā)動機和傳動系保持分離。需要時還應(yīng)有動力輸出的功能。 變速器設(shè)計應(yīng)當滿足如下基本要求： 具有正確的檔數(shù)和傳動比，保證汽車有需要的動力性和經(jīng)濟性指標； 有空檔和倒檔，使發(fā)動機可以與驅(qū)動輪長期分離，使汽車能倒車； 換檔迅速、省力，以便縮短加速時間并提高汽車動力

3、性（自動、半自動和電子操縱機構(gòu)）； 工作可靠。汽車行駛中，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)置動力輸出裝置，以便必要時進行功率輸出； 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機構(gòu)和操縱機構(gòu)組成。根據(jù)前進檔數(shù)的不同，變速箱有三、四、五和多 擋幾種。根據(jù)軸的不同類型，分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩大類。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)計條件中，具體的參數(shù)說明如下： 表2-1汽車傳動系統(tǒng)主要參數(shù) 發(fā)動機 1.6L橫置 變速器 MT 5擋 發(fā)動機最大扭矩 155/3800 發(fā)動機最大功率 77/5000 驅(qū)動形式 FF 汽車裝備質(zhì)

4、量（kg） 1285 2.1傳動機構(gòu)布置方案分析 （1）傳動萬案的選取 根據(jù)提供的參數(shù)及設(shè)計需求，變速器傳動方案的選擇如下 1110987654 21 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2-1變速器傳動方案 該方案的的特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成

5、一體，由于發(fā)動機橫置，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。因考慮到滑動齒套換擋對 齒輪齒端不利，故使倒檔齒輪與其它傳動齒輪一樣為 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)選取的傳動方案，倒擋的布置形式如下所示: 圖2-2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2-3五擋變速器結(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。 2.2零部件結(jié)構(gòu)方案分析 （1 ）齒輪形式 變速器兩軸傳動齒輪采用 斜齒常嚙合齒輪，優(yōu)點是使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低。D

6、 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）換擋機構(gòu)形式 變速器采用 同步器換擋，其優(yōu)點是換擋迅速、無沖擊、換擋噪聲小，提高了汽車的加速性、 燃油經(jīng)濟性和行駛安全性。 （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算在軸承的壽命計算中詳細 分析。 3變速器主要參數(shù)及齒輪參數(shù)的選擇 3.1擋數(shù) 按設(shè)計要求，變速器檔位數(shù)為5擋，其中最高檔位超速擋。 3.2傳動比范圍的選擇 變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值。最高擋通常為直接擋, 而本次設(shè)計為了提高汽車的燃油經(jīng)濟性，將最高擋設(shè)為超速擋，檔位數(shù)為五擋。 超速檔的傳動比一般為

7、0.70.8。最低擋的傳動比則要求考慮發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定 轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動橋與地面的附著率、主減速器比和驅(qū)動輪的滾動半徑以及 所要求達到的最低行駛車速等而對于乘用車，其范圍一般在3.04.5之間。 表1是國內(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 數(shù)。 表1國肉外一華蠻速耀的速比 蜜違聘 3S 號 各檔坯岀 一梢 二檔 叫檔1 五椚 Kkf】3O(三閹 1985 4.J3 136 w 1.0 KM13K剛 402 150 L641 1.0 5UWUX日嚴網(wǎng) 146 13* I.M txi jR4W71B( H 產(chǎn) 1900) 22 1.

8、6 MeKTdQ BH17市內(nèi)K客車用 4 24 i.fa 1. 1.0 K.MP5. KW3兀二菱 1勉) 3.74 114 L% 1J0 0 xH56 1打豐用 X66 L 2,恥 LC (K835 首先在滿足要求的情況下令最小傳動比 3.2.1 主減速器傳動比的初選 主減速比對主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的 動力性和燃料經(jīng)濟性都有直接影響，可通過燃油經(jīng)濟性一加速時間曲線來確定。 而在設(shè)計計算中，的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計時和傳動系的總傳動比一起由整車動力計算來 確定?？衫迷诓煌碌墓β势胶鈭D來研究對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設(shè)計，對發(fā)動機 與傳動系參

9、數(shù)作最佳匹配的方法來選擇值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是賽車來說，在給定發(fā)動機最大功率 及其轉(zhuǎn)速的情況下，所選擇的值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高的最高車速，這時值應(yīng) 按下式來確定： (3-1) 式中：一車輪的滾動半徑，對于1.6排量的汽車，考慮到汽車的經(jīng)濟性，一般輪胎不宜過寬，以 195/65 R15輪胎為例，即其車輪滾動半徑為 變速器量高檔傳動比，即。 般選擇比上式求 對于其它汽車來說，為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有下降, 得的大10%25%，即按下式選擇： （3-2） 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（

10、單級、雙級等以及是否 需要輪邊減速器），并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應(yīng)。 令，把，代入式（3-2 ）中 最后取主減速器傳動比。 3.2.2最小傳動比的選擇 整車傳動系的最小傳動比可根據(jù)最高車速及其功率平衡圖來確定，且在選擇時要注意有利于 汽車的燃油經(jīng)濟性。 選擇的結(jié)果為。 3.2.3最大傳動比的選擇 汽車變速器最大傳動比的選擇需要考慮三方面的因素：最大爬坡度、附著率、汽車的最低穩(wěn) 定車速。得： (3-3) 式中為汽車的最大爬坡度，取。 為滾動阻力系數(shù)，取。 ,主減速器傳動效率 為整車的機械傳動效率，取變速器傳動效率 則有 （其它參數(shù)與最小傳動比選擇時相同。） （3-4） 式中 為地面

11、提供給驅(qū)動輪的法向作用力（取平均前軸負荷61.5%） ：為地面附著系數(shù)，對與路況良好的混凝土或瀝青路面，;：取0.85。 (3-5) 式中為發(fā)動機最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速，取 為汽車最低穩(wěn)定車速。 已知， ，根據(jù)設(shè)計要求，取 的情況下，可知，若傳動比分配為等比級數(shù)（現(xiàn)實中 。 綜合上述要求，可得 3.2.4各擋傳動比的初選 在已知擋位數(shù)為5與、 高擋傳動比間隔可以比低擋稍?。?，則 各擋傳動比的初選結(jié)果如下表所示: 表3-1汽車變速器傳動比（初選） 擋數(shù) 1 2 3 4 5 R 傳動比i 3.2 2.0 1.4 1.0 0.8 3.500 3.3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

12、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 的接觸強度：中心距過大將使變速器的質(zhì)量增加較多；中心距過小則會使齒輪的接觸強度變大， 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)當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定，而且最小中心距要同時滿 足最低擋的傳動比要求。 而對于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動 （FF）的乘用車，其中心距A也可以根據(jù)發(fā)動機排量與中心距的統(tǒng) 計數(shù)據(jù)初選。統(tǒng)計數(shù)據(jù)表明，乘用車變速器的中心距一般在6080mm范圍內(nèi)變化。原則上來說， 車越輕，中心距也越小。 設(shè)計中用下述經(jīng)驗公式初選中心距A （3-6） 式中A為

13、變速器中心距（mm） 為中心距系數(shù)，對于轎車，取 變速器傳動效率，取 已知，最后取。 3.4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構(gòu)的布置來初步確定。對 于四擋的乘用車，其變速器殼體的軸向尺寸為（3.03.4）A。 對于設(shè)計要求的五擋變速器，初步估計其殼體橫向尺寸為250mm。 3.5齒輪參數(shù)（斜齒輪齒形參數(shù)） 3.5.1模數(shù) 齒輪模數(shù)與齒輪的強度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等因素有關(guān)，而在設(shè)計中主要考慮對齒輪強 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，在彎曲強度允許的條件下應(yīng)使齒輪模數(shù)盡量小。 設(shè)計中已確

14、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)滿足以下的強度 要求： 在選擇模數(shù)時，若從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選擇同一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各 擋齒輪應(yīng)選用不同的模數(shù)。一般來說，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)范圍見表 3-2 。 表3-2汽車變速器齒輪的法向模數(shù) 車型 發(fā)動機排量V/L 1.0V 1.6 1.6V 蘭 2.5 模數(shù) 2.252.75mm 2.503.00mm 另外，變速器齒輪所選的模數(shù)應(yīng)符合國家標準，見表3-3。 表3-3汽車變速器常用的齒輪模數(shù)（摘自GB/T1357 1987）（ mm） -一- 1.00 1.2

15、5 1.5 一 2.00 一 2.50 一 3.00 一 一 一 4.00 一 5.00 一 6.00 -二二 一 一 一 1.75 一 2.25 一 2.75 一 (3.25) 3.50 (3.75) 一 4.5 一 5.50 一 根據(jù)以上要求，初選 1、 3、5擋齒輪法向模數(shù)， 2、4擋齒輪法向模數(shù) 倒擋齒輪模數(shù) 3.5.2 壓力角a 齒輪壓力角有，等多種。壓力角較小時，重合度較大并降低了 齒輪剛度，有利于降低齒輪傳動的噪聲；壓力角較大時，可提高齒輪的抗彎強度和表面接觸強度。 對于斜齒輪，壓力角為時強度最高，而對于乘用車，為加大重合度以降低噪聲，理論上 應(yīng)取較小的壓力角。 本次設(shè)計各擋齒輪

16、壓力角均選為。 3.5.3 齒寬b 在變速器齒輪的設(shè)計中，齒寬的選擇應(yīng)滿足既能減輕變速器質(zhì)量，同時又能保證齒輪工作平 穩(wěn)的要求。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒：，其中取齒寬系數(shù)； 斜齒：，其中取齒寬系數(shù)； 嚙合套或同步器，。 對于嚙合的一對齒輪，小齒輪的齒寬應(yīng)比大齒輪的稍大，一般為510mm ;對于采用同一模 數(shù)的各擋齒輪，低擋齒輪的齒寬也應(yīng)當比高擋齒輪稍大一些。 齒寬的選取結(jié)果見表 3-4。 表3-4汽車變速器齒輪的模數(shù)選擇結(jié)果 擋位 一擋 二擋 三擋 四擋 五擋 倒擋 法向模數(shù)(mm) 2.25 2.50 2.25 2.50 2.25 2.25 齒寬 (mr) 輸入軸 齒輪 2

17、0 20 18 15 14 18 輸出軸 齒輪 18 18 16 17 16 16 3.5.4 螺旋角3 由于變速器的設(shè)計中(不包括主減速器)的齒輪均采用了斜齒輪，故存在螺旋角3。采用具 有螺旋角的斜齒輪可以加大重合度，提高強度，降低噪聲，但有軸向力作用在軸承上，需要計算 確認。 螺旋角3確定根據(jù)以下原則： (1) 使齒輪的縱向重合度，這樣在運轉(zhuǎn)的過程中，齒面螺旋線上始終有齒接觸， 可以保證運轉(zhuǎn)平穩(wěn)。具體設(shè)計時，螺旋角3可按(3-7)式確定： ()(3-7) (2) 由于斜齒輪工作時會產(chǎn)生軸向力，為此在設(shè)計時應(yīng)自在理論上使螺旋角3的選擇 正好能使一根軸上的齒輪產(chǎn)生的軸向力相互抵消，如圖3-1所

18、示。 圖3-1中間軸軸向力的平衡 即滿足下式： -(3-8) 對于兩軸式變速器，由于軸向力較難抵消，也可參考同種車型的數(shù)據(jù)。 (3) 斜齒輪的輪齒強度會隨著螺旋角B的增大而提高，且螺旋角B的增大會使齒輪的 接觸強度與重合度增大，但當螺旋角3大于30時其彎曲強度將明顯的下降。因 此，對于轎車來說，為求傳動平穩(wěn)，往往將螺旋角3取的稍大。 螺旋角3的初選結(jié)果見表3-5 。 表3-5汽車變速器齒輪螺旋角3的初選結(jié)果 擋位 一擋 二擋 三擋 四擋 五擋 倒擋 3 20 20 25 25 25 0 3.5.5齒頂高系數(shù)與頂隙系數(shù) 本次設(shè)計取斜齒輪的法向齒頂高系數(shù)，法向頂隙系數(shù) 3.6變速器傳動齒輪齒數(shù)分配

19、和實際傳動比的校正 在以上參數(shù)確定后即可確定傳動齒輪的具體分配齒數(shù)。在確定齒數(shù)時，為了使齒輪齒面磨損 均勻，各擋齒輪的齒數(shù)比一般不取整數(shù)。 如圖3-2所示，五擋變速器外加倒擋，共13個齒輪，齒數(shù)分別記為。 圖3-2變速器齒輪齒數(shù)的分配 361確定一擋齒輪的齒數(shù)(對于乘用車，一擋小齒輪齒數(shù)可在1217之間選取) 一擋傳動比為 (3-9) 且有 已知， ，將數(shù)據(jù)帶入上式，得 ，取 ，取 。 則有修正后的 ，滿足要求。 (3-10) 362對中心距A及一擋齒輪螺旋角進行修正 1） 根據(jù)一擋齒輪齒數(shù)的分配，修正后有 ，取整為 修正后的A可作為各擋齒輪的分配依據(jù)。 2） 已知 ，由已知條件取修正后的一擋

20、齒輪螺旋角。 3.6.3確定二擋齒輪的齒數(shù) 同理于一擋，已知， 則有一，滿足要求。 修正后取二擋齒輪螺旋角 364確定三擋齒輪的齒數(shù) 已知， 則有-，滿足要求。 修正后取三擋齒輪螺旋角 365確定四擋齒輪的齒數(shù) 已知， 則有一，滿足要求。 修正后取四擋齒輪螺旋角 366確定五擋齒輪的齒數(shù) 已知， ，取 ，取 ； 。 ，得 ，取 ，得： ； ，取 。 ，取 ，得： ，得: ，取 ，取 則有一，滿足要求。 修正后取五擋齒輪螺旋角。 367確定倒擋齒輪的齒數(shù) ，修正后取倒擋齒輪螺旋角 同理與以上分析，最后取14， 368變位系數(shù) 為了避免齒輪產(chǎn)生跟切、 更好的與中心距匹配，以及調(diào)整齒輪的各種屬性，

21、需要使齒輪變位。 變位齒輪有兩種：高（度）變位和角（度）變位。其中高變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位 系數(shù)和為零，角變位則不為零。設(shè)計時選取角度變位。 變位系數(shù)的選擇一般考慮一下幾點： 1 ）避免根切避免根切的最小變位系數(shù)可由（3-11）式確定 （3-11） 式中為齒頂高系數(shù)，已知； Zmin為未變位又不發(fā)生根切的最小齒數(shù)，可取。 由此可得： 對一擋齒輪有- 對二擋齒輪有 對三擋齒輪有 對四擋齒輪有 對五擋齒輪有 對倒擋齒輪有 2）防止齒頂變尖齒頂法面弦齒厚大于等于 可由（3-12）式確定： （3-12） 式中為齒頂螺旋角, 為齒頂端面弦齒厚, 上述公式中，為齒頂圓直徑， 3）齒根壁厚不要小于

22、1.2倍齒全高。 4 ）主、從動齒的彎曲應(yīng)力應(yīng)當平衡，以保證二者的彎曲疲勞壽命相等。 變位系數(shù)的選擇主要由以上幾點考慮， 而為了降低噪聲，一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和可適 度取小。精確的計算，可由計算機編程來完成。一擋齒輪的程序計算截圖如圖3-3所示。 初始童數(shù) Mn Alpha Z1 Z2 怙臚 Cn AO |225 lio- 圖3-3齒輪的程序計算截圖 齒輪角（度）變位系數(shù)結(jié)果如下表所示。 表3-6齒輪變位系數(shù)選擇結(jié)果 、擋 變位X位 數(shù) X 擋 擋 擋 四 擋 五 擋 倒 擋 輸入軸齒輪 0.200 0.000 0.000 0.000 0.000 0.300 輸出軸齒輪 -0.067 0.

23、004 0.000 0.001 0.000 -0.300 3610齒輪精度的選擇 各類機器所用齒輪傳動的精度等級范圍列于表3-7中，按載荷及速度推薦的齒輪傳動精度 等級如圖3-4所示。具體的精度選擇結(jié)果見設(shè)計參數(shù)表。 表3-7各類機器所用齒輪傳動的精度等級范圍 機器名稱 精度等級 機器名稱 精度等級 汽輪機 36 拖拉機 68 金屬切削機床 38 通用減速器 68 航空發(fā)動機 48 鍛壓機床 69 輕型汽車 58 起重機 710 載重汽車 79 農(nóng)業(yè)機器 811 （注：主傳動齒輪或重要的齒輪傳動，偏上限選擇；輔助傳動齒輪或一般齒輪傳動，居中或偏下限選 擇。） 6-5-5-X X - fl X

24、X r 1 I 1 1 1 1 =00- X X 8-7-7-X X 0 1 1 1 r i i i i 2040 Hl S0 岡性齒輪傳動 2040 M 紳 100 l1 TtTS) 圖3-4齒輪傳動精度等級 3.6.10齒輪的后處理 齒輪在設(shè)計與制造中還需進行齒形的修正，材料的選擇，熱處理以及強化等步驟，在此不詳 細論述。 3611補充說明 以上得到的設(shè)計數(shù)據(jù)并沒有達到最優(yōu)設(shè)計結(jié)果，以齒輪的變位系數(shù)為例， 若為理想情況，對 于變速器中較低擋位與倒擋，為了獲得高強度的齒輪副，變位系數(shù)之和應(yīng)該取得較大，而為了獲 得低噪聲傳動，高擋齒輪副的變位系數(shù)之和應(yīng)該取得較小。由368中得出的結(jié)果可知，倒擋

25、齒 輪的變位系數(shù)并沒有很好的滿足設(shè)計的理想要求。在這種條件下可以通過對要求的目標函數(shù)的確 定，并選擇約束條件，并通過數(shù)學工具（如MATLAB的優(yōu)化工具箱 FMINCON函數(shù)）來進行最優(yōu) 化設(shè)計。具體的設(shè)計過程不在此詳述。 4變速器主要零部件的幾何尺寸計算及可靠性分析 4.1變速器齒輪 4.1.1齒輪的損壞形式 、移動換擋齒輪端部破壞 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕） （本次設(shè)計時無需考慮）以及齒面膠合。 4.1.2齒輪的強度計算 與其它機械行業(yè)比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器 齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級別、支承方式也基

26、本一致。因此，用于計算通用 齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準確的結(jié)果。 1）輪齒彎曲強度計算（斜齒輪） 假定載荷作用在齒頂，齒形系數(shù)的選擇如圖 4-1所示。 圖4-1齒形系數(shù)圖 已知斜齒輪彎曲應(yīng)力為 (4-1) 式中Fi為圓周力， 為計算載荷，為節(jié)圓直徑， , 為應(yīng)力集中系數(shù)， 為法向齒距， 為齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖4-1中查得, 為重合度影響系數(shù), （其它未說明參數(shù)同上） 將上述有關(guān)參數(shù)整理后可得式（4-2） （其中齒寬系數(shù) ）（4-2） 在已知發(fā)動機輸出最大轉(zhuǎn)矩 可得： 對一擋小齒輪，根據(jù) 對一擋大齒輪，根據(jù) 對二擋小齒輪，根據(jù) 對二擋大齒輪

27、，有根據(jù) 和其它相關(guān)參數(shù)的情況下，由許用應(yīng)力 查圖4-1得，則有 ，滿足強度要求。 查圖4-1得，則有 查圖4-1得，則有 ,滿足強度要求。 查圖4-1得，則有 ，滿足強度要求。 對于各擋齒輪的強度計算，由斜齒輪彎曲應(yīng)力的公式與齒輪參數(shù)易知，在同等條件下，一擋 小齒輪所受的彎曲應(yīng)力比其它擋位（不包括倒擋）均要大，即在一擋小齒輪滿足輪齒彎曲應(yīng)力要 求的情況下，其它各擋齒輪也能滿足要求。 同理對于倒擋小齒輪，有 ，滿足強度要求。 綜上所述，變速器傳動齒輪滿足彎曲強度要求 2）輪齒接觸強度計算（斜齒輪） 已知斜齒輪接觸應(yīng)力為二j (4-3) 式中為齒面上的法向力，, 為圓周力，為節(jié)圓直徑， 為齒輪材

28、料的彈性模量，對于滲碳鋼，可取 為齒輪接觸的實際寬度， 和 為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，對斜齒輪 與 為主、從動齒輪節(jié)圓半徑。 將作用在輸入軸的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見下表。 表4-1變速器齒輪許用接觸應(yīng)力 變速器齒輪許用接觸應(yīng)力q 齒輪 一檔和倒檔 Oj (N.1 mm2) 潘碳齒輪 1 900 -2 000 録化齒輪 5 0 -1 00 0 常嚙合和高檔 1 300 100 650 -700 根據(jù)上述分析可知，對變速器一擋齒輪，有 對于一擋小齒輪（輸入軸），有圓周力 - 法向力 齒寬， 對于一擋大齒輪（輸出軸），有 法向力 齒寬， 由以上數(shù)據(jù)可得，對于一擋小齒輪，

29、有： 對于一擋大齒輪，有： 故一擋齒輪接觸強度滿足要求。 同理于一擋，可知對變速器二擋齒輪，有 對于一擋小齒輪（輸入軸），有圓周力 法向力 齒寬， 對于一擋大齒輪（輸出軸），有 法向力 齒寬， 由以上數(shù)據(jù)可得，對于一擋小齒輪，有： 對于一擋大齒輪，有： 故二擋齒輪接觸強度滿足要求。 同理于彎曲強度的分析，易知變速器其它擋位齒輪 （不包括倒擋）也能符合接觸強度的要求。 綜上所述，變速器齒輪滿足接觸強度要求 4.1.3齒輪材料的選擇 等常用材料均可。選擇 變速器齒輪選用滲碳合金鋼, 4.2變速器軸 變速器工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，其軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。變速 器的軸應(yīng)有足夠的剛

30、度和強度。因為剛度不足的軸會產(chǎn)生彎曲變形，破壞了齒輪的正確嚙合，對 齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。所以設(shè)計變速器軸時，其剛度大小應(yīng)以保證齒 輪能實現(xiàn)正確的嚙合為前提條件。設(shè)計階段可根據(jù)經(jīng)驗和已知條件先初選軸的直徑，然后再進行 可靠性分析。 4.2.1初選軸的直徑 在已知變速器中心距 A=76mm時可根據(jù)經(jīng)驗公式取變速器兩軸中部直徑d 34mm,取 = 0.16L 0.18。 pl 支承間距離L=200mm，軸的最大直徑d和支承間距離L的比值- L 4.2.2軸的可靠性分析 1）軸的剛度計算 對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心 距發(fā)生變

31、化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，如圖4-2所示，致使沿齒長方向的 壓力分布不均勻。 軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按材料力學有關(guān)公式計算。計算時僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和 轉(zhuǎn)角。 變速器齒輪在軸上的位置如圖4-3所示時，若軸在垂直面內(nèi)的撓度為，在水平面內(nèi)的撓度為 和轉(zhuǎn)角為，可分別用下式計算： fc F2b 3EIL F2a2b 3EIL a ) o = 3EIL 式中F為齒輪齒寬中間平面上的徑向力, F2為齒輪齒寬之間平面上的圓周力， E為彈性模量，對于滲碳鋼，取 E=210GPa， I為慣性矩，對于實心軸， I=二d4， 64 d為軸的直徑，花鍵初按平均直徑計算， a、b為齒輪上的作用力

32、距支座 A、B的距離, L為支座距離。 軸的全撓度為f f：+f；乞0.2mm。 軸在垂直面和水平面內(nèi)的撓度允許值為fc=0.050.10mm , fs=0.100.15mm。齒 輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過 0.002rad 。 已知E=210GPa，計算時令兩軸d=dmin = 34mm，兩支承A、B之間的距離L=200mm， I= 9 3 Q : 22rrm 22nm 32mm 42inn 6Cmm 圖4-4齒輪在軸上的分布 T 4 6廠65563.99斌，為方便計算，齒輪的分布初選如圖4-4所示。 根據(jù)以上參數(shù), 具體剛度校核過程如下: 對一擋齒輪處， 有爲-FT _ Te maxr _

33、Temax , 2cosP mnZ =1552.25 15 2 cos 20 二 2783.45N , 2. 2 Ra b 3EIL 2. 2 F2a b 3EIL tan : F = Fr = Ft= 2783.45匯怕門電=1077.94N , cosPcos20 取a=22mm， b=178mm，得: 1077.94222 1782 3 21000065563.99200 - 3.262 mm fc 2783.45222 1782 3 21000065563.99200 _ 8.42310 mm fs， 二fc2 fs2 = 9.033 10mm ： f 二 0.2mm， Fjab(b

34、- a) 3EIL 177.94 22 178 156 八誡 3 210000 65563.99 200 :0.002rad =1.131。 同理，對于二擋齒輪處，有 譏max mnZ 2cos !：:;- = 155 2.5 19 2 cos20.90 -3940.52N , _ Ra2b2 c _ 3EIL F2a2b2 3EIL ff； fs2 _ Rab(b-a) 一 3EIL 對于三擋齒輪處, F1a b 3EIL 2. 2 F?a b 3EIL f2 s tanot F1干云 取 a=64mm , 1535.24642 fl tan 20 = 3940.521535.24N , c

35、os20.90 b=136mm，得: 1362 3 21000065563.99200 =2.188 10, mm : fc, 3940.526421362 3 21000065563.99200 -0.0603 mm ： f = 0.2 mm 二 0.0562 mm : fs, 黑蠶爲器）巾4 10”1。 mnZ 2cos : FTcosE 2.25 26 =155 T2=4861.53N, tan - =4861.53tan2 取 a=86mm , b=114mm 1897.38 862 1142 1897.38 N , cos21.16 ，得: 3 210000 65563.99 200

36、 2 2 4861.5386114 Rab(b - a) 3EIL =0.0350 mm ： fc, 3 21000065563.99200 =0.0898 mm : fs, =0.0964 mm : f = 0.2mm , 1897.38 86 114 (114-86) 3 210000 65563.99 200 一9.928 101.131 對于四擋齒輪處，有 emax mnZ 2cos : = 155 2.50 29 2 cos 20.36 = 5993.17 N , 精品文檔 F1 tan : cos : = 5993.17tan02326.70N, COS20.36， 取 a=118

37、mm , b=82mm，得: 3EIL 2326.701182 822 3 210000_65563.99_200 二 0.0496 mm ： fc, F2a2b 3EIL 5993.171182 822 3 21000065563.99200 =0.1107 mm ： fs, f , fc2fs20.1213 mm : f = 0.2mm , ,Rab(a -b) o = 3EIL 2326.70 118 82 (118-82) 3 210000 65563.99 200 -1.21710* : 1.131 。 對于五擋齒輪處，有 F2二Temax1555 356650.06N , 2cos

38、 P2 匯 cos 23.40 F tan : cos : +a n OCv 二665。06 cos=2637.33N, 取 a=140mm , b=60mm，得: fc Ra2b2 3EIL 2637.33 1402 602 3 210000 65563.99 200 二 0.0376 mm ： fc, F2a2b 3EIL 2 2 6650.0614060 3 21000065563.99200 =0.0948 mm : fs, ffc2fs20.102 mm ： f 二 0.2mm , 社 F,ab(a -b) -3EIL =2.944 10： 1.131。 2637.33 140 60

39、 (140-60) 3 210000 65563.99 200 由以上分析可知， 軸在五擋齒輪處均能滿足剛度要求。 而由一擋齒輪的剛度分析易知，由于離支承點的距離近，故實際上在已知高擋齒輪的剛度時 可以不用校核，同理可確定，倒擋齒輪能滿足齒輪的剛度要求。 在實際的二軸式變速器中， 與輸入軸常嚙合的輸出軸上的齒輪常通過青銅襯套或滾針軸承裝 在軸上，這樣也能增加軸的剛度。 2）軸的強度計算 作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲 變形。在求取支點的垂直面和水平面內(nèi)的支反力Fc和Fs之后，計算相應(yīng)的彎矩 Mc、Ms。軸在 轉(zhuǎn)矩Tn和彎矩同時作用下，其應(yīng)力為

40、(4-4) M 32M 式中，M= . Mc+Ms+Tn （ N mm）, W為抗彎截面系數(shù)， w= 衛(wèi)，取d=dmin =34mm， 32 在低擋工作時，取二=400MPa 。 由軸的剛度校核中已知，對一擋齒輪處，有 Ft =Temax2co = 2783.45N, tana Fr 二 Ft1077.94N, cosr Fa = Ft tan ： =1013.09N， a=25mm，b=200mm Mc a(FRr Fab) L = 20267.35N mm， Ms=61854N mm， L Tn = 155000N mm 2 2 2 M二 jMc+Ms+Tn =168112.11N mm，

41、 由以上數(shù)據(jù)可知在一擋齒輪處有q = 32鳥=43.59MPa :二=400MPa W nd 說明軸在一擋齒輪處滿足強度要求，同理與剛度分析，易知軸在其它齒輪處亦能滿足強度要 求。 而在實際制造時，由于輸出軸上的齒輪通過青銅襯套裝在軸上，所以軸徑要比上述設(shè)計的小, 具體尺寸見主減速器主動錐齒輪（軸）圖 。 4.3變速器軸承 4.3.1軸承形式的選擇 變速器軸承多采用向心球軸承、向心短圓柱滾子軸承、滾針 軸承。左圖為單列的深溝球軸承的示意圖。 對于本次設(shè)計的兩軸變速器，輸入軸前軸承可采用向心球軸承 （1），對于一般汽車，此軸承都安置在發(fā)動機飛輪內(nèi)腔中。輸入軸 后端軸承選用外座圈上有止動槽的向心球

42、軸承（2），用來承受徑向 負荷以及輸入軸上的軸向負荷，為方便輸入軸的拆裝，后端軸承的 外圈直徑應(yīng)比輸入軸齒輪的齒頂圓直徑大。 輸出軸前段可采用短圓柱滾子軸承（3）,后端采用帶止動槽的單列向心球軸承（4）。軸上的 軸向力由后端軸承承受。 向心球軸承除了徑向載荷，也能承受雙向的軸向載荷，而且由于摩擦力矩較低， 能適用于高 速旋轉(zhuǎn)場合以及低噪音，低振動的場合。并能滿足高精度的應(yīng)用要求。 4.3.3軸承尺寸的選擇 1）輸入軸前端的向心球軸承 圖4-5向心球軸承尺寸示意圖 ，外徑 根據(jù)變速器軸的直徑與中心距要求，根據(jù)軸承手冊，如圖，初選內(nèi)徑 ，寬的軸承，軸承代號為 63/22NR。 2 ）輸入軸后端外座

43、圈上有止動槽的向心球軸承 圖4-6外座圈上有止動槽的向心球軸承尺寸示意圖 初選內(nèi)徑，外徑，寬的軸承，軸承代號為6305-N。 3）輸出軸前端的圓柱滾子軸承 精品文檔 精品文檔 NJ型 圖4-7圓柱滾子軸承尺寸示意圖 ，寬的軸承，軸承代號 ，外徑，寬 按軸承標準選用。最后進行軸承壽 同理于輸入軸軸承，初選內(nèi)徑，外徑 為 NU 1006。 4 ）輸出軸后端外座圈上有止動槽的向心球軸承 輸出軸后端外座圈上有止動槽的向心球軸承，初選內(nèi)徑 的軸承，代號為 60/28-N。 4.3.4軸承壽命的計算 變速器軸承一般是根據(jù)結(jié)構(gòu)布置并與同類型汽車對比后, 命的驗算。 對于使用五擋變速器的轎車，相對于四擋轎車，

44、由于沒有了直接擋而多了超速擋，軸承受 載的時間明顯增加，具體比較如表 4-2所示。 表4-2軸承受載時間的比較 檔ft 四檔變速得 五襠變腿第 1 1% 1 2 4%： 4% 3 sox 創(chuàng) !75% 40 5 由于軸承的實際使用壽命受到許多條件的影響，例如制造精度、鋼材質(zhì)量、潤滑條件工作情 況等，都極大地影響軸承的使用壽命。即使同一批生產(chǎn)的軸承，其使用壽命往往相差幾倍，甚至 幾十倍，上百倍。而計算卻是以10%損壞率為基礎(chǔ)的，所以計算結(jié)果與實際情況相差很大。在 計算軸承壽命時，必須結(jié)合實際使用經(jīng)驗參考目前同類產(chǎn)品中同部位的軸承使用壽命加以調(diào)整。 軸承的壽命公式為: (-)(4-5) 式中 軸承

45、基本額定動載荷，為軸承當量動載荷， 為指數(shù)，對于球軸承，；對于滾子軸承，一。 汽車行駛里程數(shù)公式為： (4-6) 式中 為輪胎滾動半徑，已知， 為汽車傳動比，。 對于實際工況，軸承能夠保證的總行駛里程公式為： (4-7) 式中 為汽車各擋行駛里程百分數(shù)， 為汽車各擋的行駛里程數(shù)。 對于滾動軸承的壽命計算參數(shù)如表4-3所示。 表4-3動載荷系數(shù)表 決柯動翼荷康和箔向動載荷弟Y * * V 相時軸宙栽荷 f,/Ft 99 ft w n號 y 1Y 1OXK i 0一 65 g 離心預于軸承 iOOGO i g 0, 6T W 30000 I 0 0.40 (O 6X)D Q. 040 a o?q

46、0 130 0. 230 0徹 J 0 a 56 1.4 I 1. A 1.4 1.3 IO 6.21 0 24 Q 27 0. 3 0.37 6 44 70000C a i5v 0 015 Q.O29 0 05S 0 087 0. IJV 0. 170 0. 2901 0i440 I 0 0. 44 1. V 1.40 L3Q L23 L田 1. a L02 LOO i.00 0葛 0.40 0. 43 0. 0 47 0. W C. S3 0. M Q M 7DODOAC 一 I 0 (Ml 0. tn 0, 6b 700WR D =40 0 ft. 35 0.57 L 14 以下的計算暫

47、不考慮軸承的溫度系數(shù)與載荷系數(shù)，但由結(jié)果可知不影響校核。 比較變速器中已選擇的軸承，壽命校核時可選額定載荷最小的軸承，即輸出軸后端軸承校核, 即單列的向心球軸承，軸承代號為60/28 NR由軸承手冊可知，對其有基本額定靜載荷 基本額定動載荷。 1）由軸的強度分析已知，變速器處于一擋時有 ，得: 易知 ，軸向 由軸承的徑向動載荷系數(shù)與軸向動載荷系數(shù)表可知，對其有徑向動載荷系數(shù) 動載荷系數(shù) 其當量動載荷為 軸承壽命 汽車行駛里程數(shù)- 2）變速器處于二擋時有 ，得: ，軸向 ，得: 易知 由軸承的徑向動載荷系數(shù)與軸向動載荷系數(shù)表可知，對其有徑向動載荷系數(shù) 動載荷系數(shù)， 其當量動載荷為 軸承壽命（-）

48、 ， 汽車行駛里程數(shù) 。 3）變速器處于三擋時有 ，軸向 ，得: 易知 ， 由軸承的徑向動載荷系數(shù)與軸向動載荷系數(shù)表可知，對其有徑向動載荷系數(shù) 動載荷系數(shù)， 其當量動載荷為 軸承壽命（-） ， 汽車行駛里程數(shù) 。 4）變速器處于四擋時有 易知一 ， ，軸向 由軸承的徑向動載荷系數(shù)與軸向動載荷系數(shù)表可知，對其有徑向動載荷系數(shù) 動載荷系數(shù)， 其當量動載荷為 軸承壽命（一） 汽車行駛里程數(shù) 5）變速器處于五擋時有 ，得: 易知一， ，軸向 由軸承的徑向動載荷系數(shù)與軸向動載荷系數(shù)表可知，對其有徑向動載荷系數(shù) 動載荷系數(shù)， 其當量動載荷為 軸承壽命（-） ， 汽車行駛里程數(shù) 。 6）由于變速器處于倒擋的

49、行駛里程百分數(shù)只占0.1%，故可按齒輪參數(shù)，近似取 表4-4各擋行駛里程百分數(shù)表 擋位 丫 (% 4擋變速 器 5擋變速 器 6擋變速 器 倒擋 0.1 0.1 0.1 1擋 0.5 0.5 0.5 2擋 3 3 3 3擋 7 7 7 4擋 其余 30 30 5擋 一 其余 35 6擋 一 一 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136萬公里，對于一般轎車，軸承所能保證的總行駛里 程數(shù)應(yīng)大于30萬公里，所以所選軸承滿足壽命要求。 4.4花鍵、同步器與變速器操縱機構(gòu) 本次設(shè)計暫時不討論花鍵、同步器與變速器操作機構(gòu)的參數(shù)選擇與校核。 5驅(qū)動橋（主減速

50、器齒輪）部分參數(shù)的設(shè)計與校核 根據(jù)設(shè)計要求，主要討論主減速器主動齒輪的設(shè)計方案。 5.1主減速器結(jié)構(gòu)方案分析 圖5-1斜齒圓柱齒輪傳動方案 如上圖所示，對于發(fā)動機縱置的轎車，主減速器的齒輪選用斜齒圓柱齒輪傳動 5.2主減速器主動齒輪的支承方案 主動齒輪支承方案圖 圖5-2主動齒輪支承方案 如上圖所示，對于經(jīng)濟型轎車，主減速器主動齒輪采用懸臂式 。齒輪以其輪齒大端一側(cè)的軸 頸懸臂式地支承于一對軸承上。為了增強支承剛度，應(yīng)使兩軸承支承中心間的距離齒輪齒面寬中 點的懸臂長度大兩倍以上，同時比齒輪節(jié)圓直徑的70%還大，并使齒輪軸徑大于等于懸臂長。 5.3主減速器齒輪的設(shè)計 5.3.1主減速器傳動比的確

51、定 變速器的設(shè)計中已確定，主減速器傳動比 5.3.2主減速器計算載荷的確定 汽車性能系數(shù)的確定： ，得 已知對于汽車，有 即汽車猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)。 1）按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動比確定從動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 （ ） 式中 為計算驅(qū)動橋數(shù)，取， 為發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率，取， 為液力變矩器變矩系數(shù)，無液力變矩器時，取， 為變速器一擋傳動比，已知， 為分動器傳動比，取， 為主減速器傳動比，已知。 根據(jù)以上參數(shù)可知 2 ）按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 （5-2） 式中為滿載時驅(qū)動橋上的靜載荷，取， 為汽車最大加速度時的后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，取， 為地面附著系數(shù)，取， 為輪胎滾

52、動半徑，取， 為主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比，取 為主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動效率，取 根據(jù)以上參數(shù)，得 3）按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 式中汽車性能系數(shù) 道路滾動阻力系數(shù) 汽車平均爬坡能力系數(shù) 已知， 得 以上三式，當計算齒輪最大應(yīng)力時，計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)?。?-1）式與（ ;當計算齒輪疲勞壽命時 3）主動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 式中即從動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，。 533齒輪的主要參數(shù)設(shè)計 1）齒數(shù) 已知主減速器傳動比，可選主減速器主動齒輪齒數(shù)， 數(shù)。 2） 從動齒輪分度圓直徑和法向模數(shù) 對于單級主減速器，增加尺寸會影響驅(qū)動橋殼高度尺寸和離地間隙, 速器與差速器的安裝。 從動齒輪分度

53、圓直徑可由經(jīng)驗公式初選，有 式中為直徑系數(shù)，取， 為從動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，。 由以上參數(shù)可得，取整得 法向模數(shù) 由下式計算 同時，還應(yīng)滿足 式中為模數(shù)系列，取 0.30.4。 ，取標準值，得 由以上參數(shù)可得 （5-3） 5-2）式中的較小值，即 （5-4） 取主減速器從動齒輪齒 減小又影響主減 （5-5） 。 （5-6） （5-7） 3）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、從動齒輪齒面寬和 取主減速器主動齒輪齒寬，主減速器從動齒輪齒寬 5）主減速器齒輪螺旋角 取主減速器主動齒輪螺旋角，主動齒輪右旋，從動齒輪左旋。 6）主減速器齒輪齒頂高系數(shù)與

54、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。 8）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（5-8）式確定 (5-8) 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)，Zmin -17 -20）。 由此可得：對主減速器主動齒輪，有 對主減速器從動齒輪，有 再根據(jù)角變位齒輪計算工具，可得變位結(jié)果，如圖5-3所示。 計算結(jié)果 1 變位淤2: 0.500 . -0.440 N翟齒刼N1,M2: 2.000.5.000 24.602 , 68.179 4分闔U直徑D1.D2; 47.S8B , 2OA515 5齒頂園

55、宜艷。乩。白2; 62,883.213.112 氐齒很圓亙怨 DflrD?! 40.388 . 190.617 了.心魁AO： 12 L92半軸齒輪1和2為從動件，其角速 度為3 1和3 2.A、B兩點分別為行星齒輪4與半軸齒輪1和2的嚙合點。行星齒輪 的中心點為C，A、B、C三點到差速器旋轉(zhuǎn)軸線的距離均為r。 當行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉(zhuǎn)軸線公轉(zhuǎn)時，顯然，處在同一半徑r 上的A、B、C三點的圓周速度都相等，其值為 3 or于是，3仁3 2=3,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)的同時也在進行自傳， 如圖當行星齒輪4除公轉(zhuǎn)外，還繞本身的軸5

56、以角速度3 4自轉(zhuǎn)時，嚙合點A的圓周速度為3 1r= 3 o葉3 4r4嚙合點B的圓周速度 為 3 2r= 3 or- 3 4r4.于是有 3 1葉 3 2r= 3 o葉 3 4）+（ 3 gf 3 4r4） 即3 1 + 3 2=23 0 若角速度以每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)n表示，則 n 1+ n2=2 no（1-1） 式（1-1）為兩半軸齒輪直徑相等的對稱式齒輪差速器的運動性方程式。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)速無關(guān)。 因此，在汽車轉(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)動車輪以不同轉(zhuǎn)速在地面上滾動而無滑動。 由式(1-1)可得知：

57、當任何一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為零時，另一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速 為差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍；當差速器殼轉(zhuǎn)速為零時，若一側(cè)半軸齒輪受到其他外來 力矩而轉(zhuǎn)動，則另一側(cè)半軸齒輪即以相同的轉(zhuǎn)速反向轉(zhuǎn)動。 對稱式錐齒輪差速器的轉(zhuǎn)矩分配M 0:由主減速器傳來的轉(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。行星齒輪相當于一個等臂杠桿，而兩個半軸齒輪 的半徑也是相等的。因此，當行星齒輪沒有自轉(zhuǎn)時，總是將轉(zhuǎn)矩M 0平均分配給左、 右兩半軸齒輪，即M 1=M 2=M 0/2。 當兩半軸齒輪以不同的轉(zhuǎn)速朝相同的方向轉(zhuǎn)動時， 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針的方向繞行星齒輪軸自轉(zhuǎn)。此時行星齒

58、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 Mr 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左、右半軸齒輪附加 作用了大小相等而方向相反的兩個圓周力，因此當左、右驅(qū)動車輪存在轉(zhuǎn)速差時， M仁(M0-Mr) /2，M2= (M0+Mr) /2.左、右車輪上的轉(zhuǎn)矩之差等于差速器的 內(nèi)摩擦力矩M 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=(M2-M1)/M 0=Mr/M0 差速器內(nèi)摩擦力矩M r和其輸入轉(zhuǎn)矩M 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M 2/M1定義為轉(zhuǎn)矩比，以

59、 Kb=M2/M1=(1+K) /(1-K) 目前廣泛使用的對稱式錐齒輪差速器的內(nèi)摩擦力矩很小，其鎖緊系數(shù) K=0.050.15，轉(zhuǎn)矩比Kb為1.11.4.可以認為，無論左、右驅(qū)動車輪轉(zhuǎn)速是否相等， 其轉(zhuǎn)矩基本上總是平均分配的。這樣的分配比例對于汽車在好的路面上直線或轉(zhuǎn)彎 行駛時，都是令人滿意。但是當汽車在壞的路面行駛時，卻嚴重影響了通過能力。 例如，當汽車的一個驅(qū)動車輪接觸到泥濘或冰雪路面的時候，在泥濘路面上的車輪 原地滑轉(zhuǎn)，而在好路面上的車輪靜止不動。這是因為在泥濘路面上車輪與路面上車 輪與路面之間附著力很小，路面只能對半軸作用很小的反作用很小的反作用轉(zhuǎn)矩， 雖然另一車輪與好路面間的附著力

60、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，使這一個車輪分配到的轉(zhuǎn)矩只能與傳到滑轉(zhuǎn)的驅(qū)動車輪上的很小的轉(zhuǎn)矩 相等，致使總的驅(qū)動力不足以克服行駛阻力，汽車便不能前進。 在圖 2-3 容易看出汽車在直線行駛時候兩半軸的轉(zhuǎn)速相等和在轉(zhuǎn)彎行駛時實現(xiàn) 兩半軸轉(zhuǎn)速不等： Dr tv mg straight alv含鼻 d 圖2-3差速器工作時轉(zhuǎn)矩變化圖 當汽車在直線行駛時，此時行星齒輪軸將轉(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，傳遞給左右車輪的轉(zhuǎn)矩也是相等的。此時左右車輪的 轉(zhuǎn)速時相等的。 而當汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，其中一個半軸轉(zhuǎn)動一個角，兩半軸的轉(zhuǎn)矩就得不到平均分 配，必然出現(xiàn)