二軸五檔變速器設(shè)計說明書

經(jīng)濟(jì)型轎車機械式手動變速箱的設(shè)計《汽車設(shè)計實踐》課程設(shè)計PAGE30PAGE50經(jīng)濟(jì)型轎車機械式手動變速箱的設(shè)計經(jīng)濟(jì)型轎車機械式手動變速箱設(shè)計計算說明書目錄設(shè)計任務(wù)書……………2總體方案論證…………2變速器主要參數(shù)及齒輪參數(shù)的選擇…5變速器主要零部件的幾何尺寸計算及可靠性分析…154.1變速器齒輪……154.2變速器的軸……194.3變速器軸承……245.驅(qū)動橋（主減速器齒輪）部分參數(shù)的設(shè)計與校核…316.普通錐齒輪差速器的設(shè)計……………377.設(shè)計參數(shù)匯總（優(yōu)化后）……………45*參考文獻(xiàn)…………………48設(shè)計任務(wù)書根據(jù)給定汽車車型的性能參數(shù)，進(jìn)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(xì)計算指定總成的設(shè)計參數(shù)，繪出指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)11.6L橫置前驅(qū)FF，MT5擋，m0=1285kg，ηT=3800r/min，P2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(dāng)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(jì)性指標(biāo)；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(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機構(gòu)和操縱機構(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MT5擋發(fā)動機最大扭矩[N?m/rpm]155/3800發(fā)動機最大功率[kw/rpm]77/5000驅(qū)動形式FF汽車裝備質(zhì)量（kg）12852.1傳動機構(gòu)布置方案分析（1）傳動方案的選取根據(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：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(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算在軸承的壽命計算中詳細(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(jì)性，將最高擋設(shè)為超速擋，檔位數(shù)為五擋。超速檔的傳動比一般為0.7～0.8。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(dá)到的最低行駛車速等而對于乘用車，其范圍一般在3.0～4.5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)。首先在滿足要求的情況下令最小傳動比i53.2.1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(dāng)變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性都有直接影響，可通過燃油經(jīng)濟(jì)性—加速時間曲線來確定。而在設(shè)計計算中，i0的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計時和傳動系的總傳動比i一起由整車動力計算來確定。可利用在不同i0下的功率平衡圖來研究i0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Pemax及其轉(zhuǎn)速np的情況下，所選擇的i0值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高的最高車速uamaxi0=0.377rnpu式中：r—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(jì)性，一般輪胎不宜過寬，以195/65R15輪胎為例，即其車輪滾動半徑為r=imax——變速器量高檔傳動比，即i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，i0一般選擇比上式求得的大10％～25％i0=(0.377~0.472)rnpu根據(jù)所選定的主減速比i0令uamax=187km/h，把np=5000r/min，r=0.317m，i5=0.8代入最后取主減速器傳動比i03.2.2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(jì)性。選擇的結(jié)果為i53.2.3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：i1≥G(fcos式中αmax為汽車的最大爬坡度，取αf為滾動阻力系數(shù)，取f=0.015。ηT為整車的機械傳動效率，取變速器傳動效率ηg=95%η（其它參數(shù)與最小傳動比選擇時相同。）i1≤G1φr式中G1為地面提供給驅(qū)動輪的法向作用力G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。i1=0.377nminr式中nmin為發(fā)動機最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速，取nuamin已知G=m0g=12593N，r=0.317m，T綜合上述要求，可得2.339≤i13.2.4各擋傳動比的初選在已知擋位數(shù)為5與i1=3.2、i5=0.8的情況下，可知，若傳動比分配為等比級數(shù)（現(xiàn)實中高擋傳動比間隔可以比低擋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)12345R傳動比i3.22.01.41.00.83.5003.3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(dāng)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60~80mm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AA=KA3Temaxi式中A為變速器中心距（mm）KA為中心距系數(shù)，對于轎車，取ηg變速器傳動效率，取已知Temax=155N?m，ig1=3.2，3.4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（3.0~3.4）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：m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模數(shù)2.25~2.752.50~3.00另外，變速器齒輪所選的模數(shù)應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)，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）一1.001.251.5—2.00—2.50—3.00———4.00—5.00—6.00二———1.75—2.25—2.75—(3.25)3.50(3.75)—4.5—5.50—根據(jù)以上要求，初選1、3、5擋齒輪法向模數(shù)mn12、4擋齒輪法向模數(shù)m倒擋齒輪模數(shù)m=2.25mm3.5.2壓力角α齒輪壓力角有14.5°，15°,17.5°,20°,22.5°,25°等多種。壓力角較小時，對于斜齒輪，壓力角為25°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)計各擋齒輪壓力角均選為α=20°。3.5.3齒寬在變速器齒輪的設(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：b=kc×m斜齒：b=kc×m嚙合套或同步器，b=2~4mm。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5~10mm；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(dāng)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）2.252.502.252.502.252.25齒寬（mm）輸入軸齒輪202018151418輸出軸齒輪1818161716163.5.4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β。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(rèn)。螺旋角β確定根據(jù)以下原則：使齒輪的縱向重合度εβ≈1，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β可按（3-7sinβ=（0.8~1.2）π×m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β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所示。圖3-1中間軸軸向力的平衡即滿足下式：tanβ1tanβ2=r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)。斜齒輪的輪齒強度會隨著螺旋角β的增大而提高，且螺旋角β的增大會使齒輪的接觸強度與重合度增大，但當(dāng)螺旋角β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β取的稍大。螺旋角β的初選結(jié)果見表3-5。表3-5汽車變速器齒輪螺旋角β的初選結(jié)果擋位一擋二擋三擋四擋五擋倒擋β20°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)han*=13.6變速器傳動齒輪齒數(shù)分配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z1圖3-2變速器齒輪齒數(shù)的分配3.6.1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12～17之間選?。┮粨鮽鲃颖葹閕1=z2z1且有A=(z1+z2已知i1=3.2，mn1=2.25mm，z1=15.11z2=48.37，取則有修正后的i1=3.6.2對中心距A及一擋齒輪螺旋角進(jìn)行修正1）根據(jù)一擋齒輪齒數(shù)的分配，修正后有A=(z1+修正后的A可作為各擋齒輪的分配依據(jù)。2）已知A=(z1+z3.6.3確定二擋齒輪的齒數(shù)同理于一擋，已知i2=2.0，mn2=2.5mm，z3=19.04，取z4=38.09，取則有i2=修正后取二擋齒輪螺旋角β23.6.4已知i3=1.4，mn3=2.25mm，z5=25.51，取z6=35.71，取則有i3=修正后取三擋齒輪螺旋角β33.6.5已知i4=1.0，mn4=2.50mm，z7=z8則有i4=修正后取四擋齒輪螺旋角β43.6.6已知i5=0.8，mn5=2.25mm，z9=34.01，取z10=27.21，取則有i5=修正后取五擋齒輪螺旋角β53.6.7確定倒擋齒輪的齒數(shù)同理與以上分析，最后取z11=14，z13=46，3.6.8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，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)Xnmin可由（3-11）Xnmin=ha*×(1-zz式中ha*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)，可取zmin=17(α=20°)由此可得：對一擋齒輪有XX對二擋齒輪有XX對三擋齒輪有XX對四擋齒輪有XX對五擋齒輪有XX對倒擋齒輪有XX12min2）防止齒頂變尖齒頂法面弦齒厚San大于等于0.3mn。San可由（San=Sacosβa≥0.3m式中βa為齒頂螺旋角，βSa為齒頂端面弦齒厚，S上述公式中，da為齒頂圓直徑，d3）齒根壁厚不要小于1.2倍齒全高。4）主、從動齒的彎曲應(yīng)力應(yīng)當(dāng)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。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)果擋擋位變位系數(shù)X一擋二擋三擋四擋五擋倒擋輸入軸齒輪0.2000.0000.0000.0000.0000.300輸出軸齒輪-0.0670.0040.0000.0010.000-0.3003.6.10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3～6拖拉機6～8金屬切削機床3～8通用減速器6～8航空發(fā)動機4～8鍛壓機床6～9輕型汽車5～8起重機7～10載重汽車7～9農(nóng)業(yè)機器8～11（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。）圖3-4齒輪傳動精度等級3.6.10齒輪的后齒輪在設(shè)計與制造中還需進(jìn)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(xì)論述。3.6.1以上得到的設(shè)計數(shù)據(jù)并沒有達(dá)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3.6.8中得出的結(jié)果可知，倒擋齒輪的變位系數(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(biāo)函數(shù)的確定，并選擇約束條件，并通過數(shù)學(xué)工具（如MATLAB中的優(yōu)化工具箱FMINCON函數(shù)）來進(jìn)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.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）、移動換擋齒輪端部破壞（本次設(shè)計時無需考慮）以及齒面膠合。4.1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(zhǔn)確的結(jié)果。輪齒彎曲強度計算（斜齒輪）假定載荷作用在齒頂α=20°，f0=1，圖4-1齒形系數(shù)圖已知斜齒輪彎曲應(yīng)力為σσw=F1式中為圓周力，F(xiàn)1=2Tgd，TKσ為應(yīng)力集中系數(shù)，Kt為法向齒距，t=π?my為齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)zn=zcos3Kε為重合度影響系數(shù)，K（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）σw=2TgcosβK在已知發(fā)動機輸出最大轉(zhuǎn)矩Temax=155N?m和其它相關(guān)參數(shù)的情況下，由許用應(yīng)力σ對一擋小齒輪，根據(jù)zn1=15(cos18°)3=17.64σwmax1對一擋大齒輪，根據(jù)zn2=49(cos18°)3=57.63σ對二擋小齒輪，根據(jù)zn3=19(cos22.9°)3=23.30σwmax3=對二擋大齒輪，有根據(jù)zn4=37(cos22.9°)3=45.38σwmax4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σw綜上所述，變速器傳動齒輪滿足彎曲強度要求。輪齒接觸強度計算（斜齒輪）已知斜齒輪接觸應(yīng)力為σj=0.418FEb(1式中F為齒面上的法向力，F(xiàn)=FF1為圓周力，F(xiàn)1=2E為齒輪材料的彈性模量，對于滲碳鋼，可取E=210GPa，b為齒輪接觸的實際寬度，ρz和ρb為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，對斜齒輪ρzrz與r將作用在輸入軸的載荷Temax2作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力表4-1變速器齒輪許用接觸應(yīng)力根據(jù)上述分析可知，對變速器一擋齒輪，有rz1=Azrb1ρz1ρb1對于一擋小齒輪（輸入軸），有圓周力F1法向力F=F齒寬b1對于一擋大齒輪（輸出軸），有F1'法向力F'齒寬b1由以上數(shù)據(jù)可得，對于一擋小齒輪，有：σj1max對于一擋大齒輪，有：σj2max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rz2rb2ρz2ρb2對于一擋小齒輪（輸入軸），有圓周力F2法向力F=F齒寬b2對于一擋大齒輪（輸出軸），有F2法向力F'齒寬b2由以上數(shù)據(jù)可得，對于一擋小齒輪，有：σj3max對于一擋大齒輪，有：σj4max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。σj12maxσj13maxσj11max綜上所述，變速器齒輪滿足接觸強度要求。4.變速器齒輪選用滲碳合金鋼，20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5等常用材料均可。選擇20CrMnTi4.2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(jìn)行可靠性分析。4.2.1初選軸的直徑在已知變速器中心距時可根據(jù)經(jīng)驗公式取變速器兩軸中部直徑，取支承間距離，軸的最大直徑和支承間距離的比值。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(xué)》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：式中為齒輪齒寬中間平面上的徑向力，為齒輪齒寬之間平面上的圓周力，為彈性模量，對于滲碳鋼，取，為慣性矩，對于實心軸，，為軸的直徑，花鍵初按平均直徑計算，、為齒輪上的作用力距支座、的距離，為支座距離。軸的全撓度為。軸在垂直面和水平面內(nèi)的撓度允許值為，。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過。圖4-2變速器軸的變形簡圖（a為軸在垂直面內(nèi)的變形，b為軸在水平面內(nèi)的變形）圖4-3變速器軸的撓度與轉(zhuǎn)角已知，計算時令兩軸，兩支承A、B之間的距離，，為方便計算，齒輪的分布初選如圖4-4所示。圖4-4齒輪在軸上的分布根據(jù)以上參數(shù)，具體剛度校核過程如下：對一擋齒輪處，有,,取，，得：，，，。同理，對于二擋齒輪處，有,,取，，得：，，，。對于三擋齒輪處，有,,取，，得：，，，。對于四擋齒輪處，有,,取，，得：，，，。對于五擋齒輪處，有,,取，，得：，，，。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)的支反力和之后，計算相應(yīng)的彎矩、。軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩同時作用下，其應(yīng)力為（4-4）式中，（），為抗彎截面系數(shù)，，取，在低擋工作時，取。由軸的剛度校核中已知，對一擋齒輪處，有,,，，，，，由以上數(shù)據(jù)可知在一擋齒輪處有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.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軸承（2），用來承受徑向負(fù)荷以及輸入軸上的軸向負(fù)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。4.1）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d=22mm，外徑D=56mm，寬B=16mm的軸承，軸承代號為63/22NR。2）輸入軸后端外座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d=25mm，外徑D=62mm，寬B=17mm的軸承，軸承代號為6305-N。3）輸出軸前端的圓柱滾子軸承圖4-7圓柱滾子軸承尺寸示意圖同理于輸入軸軸承，初選內(nèi)徑d=30mm，外徑D=55mm，寬B=13mm的軸承，軸承代號為NU1006。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d=28mm，外徑D=52mm，寬B=12mm的軸承，代號為60/28-N。4.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，按軸承標(biāo)準(zhǔn)選用。最后進(jìn)行軸承壽命的驗算。對于使用五擋變速器的轎車，相對于四擋轎車，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：L10=（C式中C軸承基本額定動載荷，P為軸承當(dāng)量動載荷，ε為指數(shù)，對于球軸承，ε=3；對于滾子軸承，ε=10汽車行駛里程數(shù)公式為：S=L10?2πr式中rk為輪胎滾動半徑，已知righ為汽車傳動比，i對于實際工況，軸承能夠保證的總行駛里程公式為：Sa=100∑γ式中γiSi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)表以下的計算暫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60/28NR，由軸承手冊可知，對其有基本額定靜載荷C0=7.4kN,基本額定動載荷由軸的強度分析已知，變速器處于一擋時有Ft=Temaxmn易知Fa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)X=0.56，軸向動載荷系數(shù)Y=1.43，其當(dāng)量動載荷為P=XF軸承壽命L10汽車行駛里程數(shù)S=L2）變速器處于二擋時有Ft=Temaxmn易知Fa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)X=0.56，軸向動載荷系數(shù)Y=1.28，其當(dāng)量動載荷為P=XF軸承壽命L10汽車行駛里程數(shù)S=L3）變速器處于三擋時有Ft=Temaxmn易知Fa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)X=0.56，軸向動載荷系數(shù)Y=1.20，其當(dāng)量動載荷為P=XF軸承壽命L10汽車行駛里程數(shù)S=L4）變速器處于四擋時有Ft=Temaxmn易知Fa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)X=0.56，軸向動載荷系數(shù)Y=1.15，其當(dāng)量動載荷為P=XF軸承壽命L10汽車行駛里程數(shù)S=L5）變速器處于五擋時有Ft=Temaxmn易知Fa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)X=0.56，軸向動載荷系數(shù)Y=1.09，其當(dāng)量動載荷為P=XF軸承壽命L10汽車行駛里程數(shù)S=L6）由于變速器處于倒擋的行駛里程百分?jǐn)?shù)只占0.1%，故可按齒輪參數(shù)，近似取S=L7）表4-4各擋行駛里程百分?jǐn)?shù)表擋位γ（%）4擋變速器5擋變速器6擋變速器倒擋0.10.10.11擋0.50.50.52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：S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(jì)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i0變速器的設(shè)計中已確定，主減速器傳動比i05.3.2主減速器計算載荷的確定汽車性能系數(shù)fj已知對于汽車，有0.195mf即汽車猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)kd1）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TceT式中n為計算驅(qū)動橋數(shù)，取n=1，η為發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率，取η=91.2%，k為液力變矩器變矩系數(shù)，無液力變矩器時，取k=1，i1為變速器一擋傳動比，已知iif為分動器傳動比，取ii0為主減速器傳動比，已知i根據(jù)以上參數(shù)可知T2）按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩TTcs=G2式中G1為滿載時驅(qū)動橋上的靜載荷，取Gm2'為汽車最大加速度時的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，取φ為地面附著系數(shù)，取φ=0.85，rr為輪胎滾動半徑，取rim為主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比，取iηm為主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動效率，取η根據(jù)以上參數(shù)，得T3）按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩TcfTcf=Grr式中汽車性能系數(shù)fj道路滾動阻力系數(shù)ff汽車平均爬坡能力系數(shù)f已知G=12593N，im=1，ηm=96%，得Tcf以上三式，當(dāng)計算齒輪最大應(yīng)力時，計算轉(zhuǎn)矩Tc應(yīng)取（5-1）式與（5-2）式中的較小值，即Tc=min[Tcs，主動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩TTz=Tci式中Tc即從動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，i0=4.35.3.3齒輪的主要參數(shù)設(shè)計1）齒數(shù)已知主減速器傳動比i0=4.3，可選主減速器主動齒輪齒數(shù)z012）從動齒輪分度圓直徑D2和法向模數(shù)對于單級主減速器，增加尺寸D2會影響驅(qū)動橋殼高度尺寸和離地間隙，減小D從動齒輪分度圓直徑D2D2=KD2式中KD2為直徑系數(shù)，取Tc為從動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，T由以上參數(shù)可得，D2=14×3法向模數(shù)mnmn=D2z同時，mnmn=Km3式中Km為模數(shù)系列，取0.3~0.4由以上參數(shù)可得mn=1983）主減速器齒輪法向壓力角α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αn4）主、從動齒輪齒面寬b1和取主減速器主動齒輪齒寬b1=30mm，主減速器從動齒輪齒寬5）主減速器齒輪螺旋角β取主減速器主動齒輪螺旋角β=20°，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)與頂隙系數(shù)取齒輪的法向齒頂高系數(shù)han*=17）主減速器齒輪中心距A根據(jù)整體布置，初選主減速器齒輪中心距A=128mm。8）主減速器齒輪變位系數(shù)避免根切的最小變位系數(shù)Xnmin可由（5-8）Xmin=ha*(1-式中ha*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)，。由此可得：對主減速器主動齒輪，有X1min對主減速器從動齒輪，有X2min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。圖5-3角變位齒輪計算圖即對于主減速器主動齒輪，取變位系數(shù)X1對于主減速器從動齒輪，取變位系數(shù)X25.4主減速器齒輪的可靠性分析5.4由于發(fā)動機橫置，主減速器采用圓柱斜齒輪傳動，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（點蝕）、移動換擋齒輪端部破壞（本次設(shè)計時無需考慮）以及齒面膠合。5.41）輪齒彎曲強度計算假定載荷作用在齒頂，已知α=20°，f0=1，圖5-4齒形系數(shù)圖已知斜齒輪彎曲應(yīng)力為σσw=式中為圓周力，F(xiàn)1=2Tgd，TKσ為應(yīng)力集中系數(shù)，Kt為法向齒距，t=π?my為齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)zn=zcos3β在齒形系數(shù)圖5-4Kε為重合度影響系數(shù)，K（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）σw=2TgcosβK在已知輸出軸所承受的最大轉(zhuǎn)矩Tmax=Temax?對主減速器主動齒輪，有σwmax1對主減速器從動齒輪，有σwmax2綜上所述，主減速器圓柱斜齒齒輪滿足彎曲強度要求。2）輪齒接觸應(yīng)力已知斜齒輪接觸應(yīng)力為σj=0.418FEb式中F為齒面上的法向力，F(xiàn)=FF1為圓周力，F(xiàn)1=2E為齒輪材料的彈性模量，對于滲碳鋼，可取E=210GPa，b為齒輪接觸的實際寬度，ρz和ρb為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，對斜齒輪ρzrz與r根據(jù)上述分析可知，對主減速器主動齒輪，有rzρz對主減速器主動齒輪，有rbρb對主動齒輪，有圓周力F法向力F=齒寬b對從動齒輪，有F法向力F齒寬b在已知輸出軸所承受的最大轉(zhuǎn)矩Tmax=Temax?對于主減速器主動齒輪，有：σ對于主減速器從動齒輪，有：σ綜上所述，主減速器齒輪齒輪滿足接觸強度要求。5.4主減速器齒輪選擇用滲碳合金鋼制造，可用20CrMnTi、20Mn2TiB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0.005～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。并對齒面進(jìn)行應(yīng)力噴丸處理。6普通錐齒輪差速器的設(shè)計6.1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為對稱式行星錐齒輪差速器，安裝在驅(qū)動橋的兩個半軸之間，通過兩個半軸把動力傳給車輪。現(xiàn)設(shè)計簡圖如下：圖1-1差速器結(jié)構(gòu)方案圖如圖1-1，對稱式行星錐齒輪主要是差速器左右殼1和4，兩個半軸齒輪2、四個行星齒輪3、十字軸5。動力傳輸?shù)讲钏倨鳉?，差速器殼帶動十字軸5轉(zhuǎn)動。十字軸又帶動安裝在它四個軸頸上的行星齒輪3轉(zhuǎn)動，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，半軸又將動力傳給驅(qū)動輪，完成汽車的行駛。其具有結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、安裝方便、調(diào)試簡單等優(yōu)點。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中性，以利于和兩個半軸齒輪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，在傳遞轉(zhuǎn)矩時，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運動。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)汽車行駛一定得里程。墊圈磨損后可以通過更換墊圈來調(diào)整齒輪的嚙合間隙，以提高差速器的壽命。（3）在中、重型汽車上由于需要傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，所以要安裝四個行星齒輪，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滑，在十字軸的軸頸銑出了一個平面，以儲存潤滑油潤滑齒輪背面。6.2差速器的工作原理差速器采用對稱式錐齒輪結(jié)構(gòu)，其原理如下圖2-2所示。圖1-2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。因為它又與主減速器從動齒輪6固連在一起，故為主動件，設(shè)其角速度為ωo;半軸齒輪1和2為從動件，其角速度為ω1和ω2.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(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，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ωor.于是，ω1=ω2=ωo，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(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ω4自轉(zhuǎn)時，嚙合點A的圓周速度為ω1r=ωor+ω4r4，嚙合點B的圓周速度為ω2r=ωor--ω4r4.于是有ω1r+ω2r=（ωor+ω4r4）+(ωor--ω4r4)即ω1+ω2=2ωo若角速度以每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)n表示，則n1+n2=2no（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：①當(dāng)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；②當(dāng)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ＭO：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(dāng)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(dāng)行星齒輪沒有自轉(zhuǎn)時，總是將轉(zhuǎn)矩ＭO平均分配給左、右兩半軸齒輪，即Ｍ1=Ｍ2=Ｍ0／2。當(dāng)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(dāng)左、右驅(qū)動車輪存在轉(zhuǎn)速差時，Ｍ1=（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Ｍr。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）／Ｍ0=Ｍr／Ｍ0差速器內(nèi)摩擦力矩Ｍr和其輸入轉(zhuǎn)矩Ｍ0（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Ｍ2／Ｍ1定義為轉(zhuǎn)矩比，以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=0.05~0.15，轉(zhuǎn)矩比Kb為1.1~1.4.可以認(rèn)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(dāng)汽車在壞的路面行駛時，卻嚴(yán)重影響了通過能力。例如，當(dāng)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(jìn)。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：圖2-3差速器工作時轉(zhuǎn)矩變化圖當(dāng)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(dāng)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)一個轉(zhuǎn)速大，一個轉(zhuǎn)速小，此時汽車就平穩(wěn)地完成了轉(zhuǎn)彎行駛。6.2.1差速器中的轉(zhuǎn)矩分配計算當(dāng)變速箱掛1檔時，發(fā)動機通過變速箱輸出的轉(zhuǎn)矩最大，主傳動比、1檔變速比；上式中：Tce——計算轉(zhuǎn)矩，Nm；Temax——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；Temax=155Nmn——為驅(qū)動橋數(shù)，取1；if——為分動器傳動比，if=1；i0——為主減速器傳動比，i0=3.2；η——為變速器傳動效率，η=0.96；k——為液力變矩器變矩系數(shù)，k=1；kd——為由于猛接離合器而產(chǎn)生的動載系數(shù)，kd=1；i1——為變速器最低擋傳動比，i1=3.267；代入式中，有：Tce=1555.6Nm差速器的轉(zhuǎn)矩左右驅(qū)動車輪不存在差速情況由變速器傳來的轉(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)于一個等臂杠桿，而兩個半軸齒輪半徑也是相等的。因此，當(dāng)行星齒輪沒有自轉(zhuǎn)時，總是將轉(zhuǎn)矩平均分配給左、右兩半軸齒輪，即：左右驅(qū)動車輪存在差速情況轉(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：（取S=1.3）整理以上兩個式子得，，代入相關(guān)數(shù)據(jù)得，在設(shè)計過程中要將安全系數(shù)考慮上，安全系數(shù)范圍，該設(shè)計取。設(shè)計中較高轉(zhuǎn)矩側(cè)半軸傳遞轉(zhuǎn)矩：TCS=6.2.2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)承載情況來選擇的，由于是小轎車的差速器所以行星齒輪數(shù)n選擇2個。（2）行星齒輪球面半徑和節(jié)錐距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(jù)經(jīng)驗公式來確定上式中：KB——為行星齒輪球面半徑系數(shù)?？扇?.52~2.99，對于有2個行星齒輪的載貨汽車取小值；對于有四個行星齒輪的乘用車和礦用車取最大值；式中：由于是2個行星齒輪的差速器的轎車，所以取行星齒輪球面半徑系數(shù).差速器計算轉(zhuǎn)矩，則取整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