二轴五档变速器设计说明书

经济型轿车机械式手动变速箱设计计算说明书目录1设计任务书22总体方案论证23变速器主要参数及齿轮参数的选择54变速器主要零部件的几何尺寸计算及可靠性分析1541变速器齿轮1542变速器的轴1943变速器轴承245驱动桥（主减速器齿轮）部分参数的设计与校核316普通锥齿轮差速器的设计377设计参数汇总（优化后）45参考文献481设计任务书根据给定汽车车型的性能参数，进行汽车变速箱总体传动方案设计，选择并匹配各总成部件的结构型式，计算确定各总成部件的主要参数；详细计算指定总成的设计参数，绘出指定总成的装配图和部分零件图。表11轿车传动系统的主要参数组别发动机主要参数116L横置前驱FF，MT5挡，5000/2总体方案论证变速器的基本功用是在不同的使用条件下，改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使汽车得到不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。此外，应保证汽车能倒退行驶和在滑行时或停车时使发动机和传动系保持分离。需要时还应有动力输出的功能。变速器设计应当满足如下基本要求具有正确的档数和传动比，保证汽车有需要的动力性和经济性指标；有空档和倒档，使发动机可以与驱动轮长期分离，使汽车能倒车；换档迅速、省力，以便缩短加速时间并提高汽车动力性（自动、半自动和电子操纵机构）；工作可靠。汽车行驶中，变速器不得跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生；应设置动力输出装置，以便必要时进行功率输出；效率高、噪声低、体积小、重量轻便于制造、成本低。变速器是由变速传动机构和操纵机构组成。根据前进档数的不同，变速箱有三、四、五和多挡几种。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分为两轴式、中间轴式和多中间轴式变速箱。在已经给出的设计条件中，具体的参数说明如下表21汽车传动系统主要参数发动机16L横置变速器MT5挡发动机最大扭矩155/3800发动机最大功率77/5000驱动形式FF汽车装备质量（KG）128521传动机构布置方案分析（1）传动方案的选取根据提供的参数及设计需求，变速器传动方案的选择如下1输入轴2输入轴一档齿轮3输入轴倒档齿轮4倒档轴5倒档轴倒档齿轮6输入轴二档齿轮7输入轴三档齿轮8三、四档同步器9输入轴四档齿轮10支撑11输入轴五档齿轮12五档同步器13输出轴14输出轴五档齿轮15输出轴四档齿轮16输出轴三档齿轮17输出轴二档齿轮18一、二档同步器19输出轴倒档齿轮20差速器半轴齿轮21差速器星行星齿轮图21变速器传动方案该方案的的特点是变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，由于发动机横置，故主减速器不需要有改变转矩方向的作用，主减速器齿轮选用斜齿圆柱齿轮。因考虑到滑动齿套换挡对齿轮齿端不利，故使倒档齿轮与其它传动齿轮一样为常啮合直齿轮，并用同步器换挡，同步器与倒档的布置如图所示。（2）倒挡布置方案根据选取的传动方案，倒挡的布置形式如下所示图22倒挡方案由上图可知，该方案能使换挡更加轻便。（3）变速器结构图图23五挡变速器结构图（该图主减速器为锥齿轮）如上图所示，为了提高轴的刚度，变速器轴增加了中间支承。22零部件结构方案分析（1）齿轮形式变速器两轴传动齿轮采用斜齿常啮合齿轮，优点是使用寿命长、运转平稳、工作噪声低。D倒档齿轮采用直齿常啮合圆柱齿轮，主减速器采用斜齿圆柱齿轮。（2）换挡机构形式变速器采用同步器换挡，其优点是换挡迅速、无冲击、换挡噪声小，提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。（3）变速器轴承初选输出端为短圆柱滚子轴承，其余为向心球轴承具体选型与计算在轴承的寿命计算中详细分析。3变速器主要参数及齿轮参数的选择31挡数按设计要求，变速器档位数为5挡，其中最高档位超速挡。32传动比范围的选择变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。最高挡通常为直接挡，而本次设计为了提高汽车的燃油经济性，将最高挡设为超速挡，档位数为五挡。超速档的传动比一般为0708。最低挡的传动比则要求考虑发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动桥与地面的附着率、主减速器比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低行驶车速等而对于乘用车，其范围一般在3045之间。表1是国内外一些变速器的速比设置，可以发现，多数变速器的各档速比值符合偏置等比级数。首先在满足要求的情况下令最小传动比。508321主减速器传动比的初选主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响，可通过燃油经济性加速时间曲线来确定。而在设计计算中，的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比一起由整车动力计算0来确定。可利用在不同下的功率平衡图来研究对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动00机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。0对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是赛车来说，在给定发动机最大功率及其转速的情况下，所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速，这0时值应按下式来确定0（31）式中车轮的滚动半径,对于16排量的汽车，考虑到汽车的经济性，一般轮胎不宜过宽，以195/65R15轮胎为例，即其车轮滚动半径为变速器量高档传动比，即。5对于其它汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，一般选择比上式0求得的大1025，即按下式选择（32）003770472根据所选定的主减速比值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是0否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。令，把，代入式（32）中187/5000/0317508最后取主减速器传动比。043322最小传动比的选择整车传动系的最小传动比可根据最高车速及其功率平衡图来确定，且在选择时要注意有利于汽车的燃油经济性。选择的结果为。508323最大传动比的选择汽车变速器最大传动比的选择需要考虑三方面的因素最大爬坡度、附着率、汽车的最低稳定车速。得（33）式中为汽车的最大爬坡度，取。伪为滚动阻力系数，取。0015为整车的机械传动效率，取变速器传动效率，主减速器传动效率畏畏95，则有畏096（其它参数与最小传动比选择时相同。）（34）式中为地面提供给驱动轮的法向作用力（取平均前轴负荷615）1为地面附着系数，对与路况良好的混凝土或沥青路面，取085。（35）103770式中为发动机最低稳定转速，取。400/为汽车最低稳定车速。已知，0125930317045综合上述要求，可得，根据设计要求，取132324各挡传动比的初选在已知挡位数为5与、的情况下，可知，若传动比分配为等比级数（现实中132508高挡传动比间隔可以比低挡稍小），则。各挡传动比的初选结果如下表所示表31汽车变速器传动比（初选）挡数12345R传动比I3220141008350033中心距A变速器的中心距A系指变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离。其主要由传递的扭矩、结构和工艺情况决定，而其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，还关系到齿轮的接触强度中心距过大将使变速器的质量增加较多；中心距过小则会使齿轮的接触强度变大，寿命变短，且影响变速器壳体的性能。因此最小允许的中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定，而且最小中心距要同时满足最低挡的传动比要求。而对于发动机前置前轮驱动FF的乘用车，其中心距A也可以根据发动机排量与中心距的统计数据初选。统计数据表明，乘用车变速器的中心距一般在6080MM范围内变化。原则上来说，车越轻，中心距也越小。设计中用下述经验公式初选中心距A（36）式中A为变速器中心距（MM）为中心距系数，对于轿车，取8993变速器传动效率，取畏95已知，最后取。1327634外形尺寸变速器的横向外形尺寸可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换挡机构的布置来初步确定。对于四挡的乘用车，其变速器壳体的轴向尺寸为（3034）A。对于设计要求的五挡变速器，初步估计其壳体横向尺寸为250MM。35齿轮参数（斜齿轮齿形参数）351模数齿轮模数与齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等因素有关，而在设计中主要考虑对齿轮强度的影响。齿轮模数大则其弯曲应力小，但齿轮齿数会随之减少，并减小齿轮啮合的重合度，增加啮合噪声。因此，在弯曲强度允许的条件下应使齿轮模数尽量小。设计中已确定变速器（不包括主减速器）齿轮均为圆柱斜齿轮，即斜齿轮应满足以下的强度要求在选择模数时，若从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选择同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应选用不同的模数。一般来说，变速器低挡齿轮应选用较大的模数，其它挡位选用另一种模数。变速器用齿轮模数范围见表32。表32汽车变速器齿轮的法向模数发动机排量V/L车型10由轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数表可知，对其有径向动载荷系数，056轴向动载荷系数，143其当量动载荷为，轴承寿命，汽车行驶里程数。2）变速器处于二挡时有，2COS尾394052，得TAN尾1504740150474740002033易知，150474153524098由轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数表可知，对其有径向动载荷系数，056轴向动载荷系数，128其当量动载荷为，轴承寿命，汽车行驶里程数。3）变速器处于三挡时有，2COS尾486153，得TAN尾188176018817674000254易知，1881761897380992由轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数表可知，对其有径向动载荷系数，056轴向动载荷系数，120其当量动载荷为，轴承寿命，汽车行驶里程数。4）变速器处于四挡时有，2COS尾599317，得TAN尾222408022240874000301易知，2224082326700956由轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数表可知，对其有径向动载荷系数，056轴向动载荷系数，115其当量动载荷为，轴承寿命，汽车行驶里程数。5）变速器处于五挡时有，2COS尾665006，得TAN尾287774028777474000389易知，2877742637331091由轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数表可知，对其有径向动载荷系数，056轴向动载荷系数，109其当量动载荷为，轴承寿命，汽车行驶里程数。6）由于变速器处于倒挡的行驶里程百分数只占01，故可按齿轮参数，近似取。7）表44各挡行驶里程百分数表（）挡位4挡变速器5挡变速器6挡变速器倒挡0101011挡0505052挡3333挡7774挡其余30305挡其余356挡其余根据上表可知，轴承能够保证的总行驶里程数为即轴承能够保证的总行驶里程数约为136万公里，对于一般轿车，轴承所能保证的总行驶里程数应大于30万公里，所以所选轴承满足寿命要求。44花键、同步器与变速器操纵机构本次设计暂时不讨论花键、同步器与变速器操作机构的参数选择与校核。5驱动桥（主减速器齿轮）部分参数的设计与校核根据设计要求，主要讨论主减速器主动齿轮的设计方案。51主减速器结构方案分析图51斜齿圆柱齿轮传动方案如上图所示，对于发动机纵置的轿车，主减速器的齿轮选用斜齿圆柱齿轮传动。52主减速器主动齿轮的支承方案主动齿轮支承方案图图52主动齿轮支承方案如上图所示，对于经济型轿车，主减速器主动齿轮采用悬臂式。齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增强支承刚度，应使两轴承支承中心间的距离齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上，同时比齿轮节圆直径的70还大，并使齿轮轴径大于等于悬臂长。53主减速器齿轮的设计531主减速器传动比的确定0变速器的设计中已确定，主减速器传动比。043532主减速器计算载荷的确定汽车性能系数的确定已知对于汽车，有，得即汽车猛接离合器所产生的动载系数。21）按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动齿轮的计算转矩式中为计算驱动桥数，取，1为发动机到万向传动轴之间的传动效率，取，为液力变矩器变矩系数，无液力变矩器时，取，1为变速器一挡传动比，已知，113267为分动器传动比，取，1为主减速器传动比，已知。0043根据以上参数可知2）按驱动轮打滑转矩确定从动齿轮的计算转矩（52）式中为满载时驱动桥上的静载荷，取，117745为汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，取，213为地面附着系数，取，蠁085为轮胎滚动半径，取，0317为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，取，1为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率，取。根据以上参数，得3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动齿轮的计算转矩（53）式中汽车性能系数，00016道路滚动阻力系数，0015汽车平均爬坡能力系数008已知，。12593103171得。以上三式，当计算齿轮最大应力时，计算转矩应取（51）式与（52）式中的较小值，即；当计算齿轮疲劳寿命时取。3）主动齿轮的计算转矩（54）式中即从动齿轮的计算转矩，。043533齿轮的主要参数设计1）齿数已知主减速器传动比，可选主减速器主动齿轮齿数，取主减速器从动齿轮齿043019数。02392）从动齿轮分度圆直径和法向模数2对于单级主减速器，增加尺寸会影响驱动桥壳高度尺寸和离地间隙，减小又影响主减22速器与差速器的安装。从动齿轮分度圆直径可由经验公式初选，有2（55）223式中为直径系数，取，2214为从动齿轮的计算转矩，。由以上参数可得，取整得。2198法向模数由下式计算（56）22同时，还应满足（57）3式中为模数系列，取0304。由以上参数可得，取标准值，得。19839507753）主减速器齿轮法向压力角大致同理于变速器斜齿轮的参数选取，取主减速器齿轮压力角。4）主、从动齿轮齿面宽和12取主减速器主动齿轮齿宽，主减速器从动齿轮齿宽。1302275）主减速器齿轮螺旋角取主减速器主动齿轮螺旋角，主动齿轮右旋，从动齿轮左旋。6）主减速器齿轮齿顶高系数与顶隙系数取齿轮的法向齿顶高系数，法向顶隙系数。7）主减速器齿轮中心距根据整体布置，初选主减速器齿轮中心距。1288）主减速器齿轮变位系数避免根切的最小变位系数可由（58）式确定（58）1式中为齿顶高系数，已知；为未变位又不发生根切的最小齿数，。MIN1720Z由此可得对主减速器主动齿轮，有，1111脳1917047对主减速器从动齿轮，有。再根据角变位齿轮计算工具，可得变位结果，如图53所示。图53角变位齿轮计算图即对于主减速器主动齿轮，取变位系数，10500对于主减速器从动齿轮，取变位系数。2044054主减速器齿轮的可靠性分析541齿轮的损坏形式由于发动机横置，主减速器采用圆柱斜齿轮传动，故同理于变速器齿轮，主减速器齿轮的损坏形式主要有轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏（本次设计时无需考虑）以及齿面胶合。542齿轮的强度计算1）轮齿弯曲强度计算假定载荷作用在齿顶，已知，齿形系数的选择如图54所示。01图54齿形系数图已知斜齿轮弯曲应力为蟽59）式中为圆周力，为计算载荷，为节圆直径，1F12，为应力集中系数，蟽蟽15为法向齿距，为齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图54中查得，即对于主动齿轮，有，对于从动齿轮，有。1016720130为重合度影响系数，。（其它未说明参数同上）将上述有关参数整理后可得式（42）（其中齿宽系数）6085CK（510）在已知输出轴所承受的最大转矩和其它相关参数的情况下，由最大弯曲应力不超过与许用疲劳应力可700蟽210得对主减速器主动齿轮，有，对主减速器从动齿轮，有，综上所述，主减速器圆柱斜齿齿轮满足弯曲强度要求。2）轮齿接触应力已知斜齿轮接触应力为J（43）式中为齿面上的法向力，为圆周力，为节圆直径，112为齿轮材料的弹性模量，对于渗碳钢，可取，210为齿轮接触的实际宽度，和为主、从动齿轮节点处的曲率半径，对斜齿轮，与为主、从动齿轮节圆半径。根据上述分析可知，对主减速器主动齿轮，有，对主减速器主动齿轮，有，212104，对主动齿轮，有圆周力法向力齿宽130对从动齿轮，有法向力齿宽227在已知输出轴所承受的最大转矩和其它相关参数的情况下，由最大接触应力不超过与许用疲劳接触应力可得2800蟽1750对于主减速器主动齿轮，有对于主减速器从动齿轮，有综上所述，主减速器齿轮齿轮满足接触强度要求。544齿轮的材料选择主减速器齿轮选择用渗碳合金钢制造，可用、等常用材料。选择20202。20为改善新齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为00050020MM的磷化处理或镀铜、镀锡处理。并对齿面进行应力喷丸处理。6普通锥齿轮差速器的设计61差速器的方案选择及结构分析根据要求，初步选定差速器的种类为对称式行星锥齿轮差速器，安装在驱动桥的两个半轴之间，通过两个半轴把动力传给车轮。现设计简图如下图11差速器结构方案图如图11，对称式行星锥齿轮主要是差速器左右壳1和4，两个半轴齿轮2、四个行星齿轮3、十字轴5。动力传输到差速器壳1，差速器壳带动十字轴5转动。十字轴又带动安装在它四个轴颈上的行星齿轮3转动，行星齿轮与半轴齿轮相互啮合，所以又将转矩传递给半轴齿轮，半轴齿轮与半轴相连，半轴又将动力传给驱动轮，完成汽车的行驶。其具有结构简单、工作平稳、制造方便、安装方便、调试简单等优点。差速器的结构分析（1）行星齿轮3的背面大都做成球面，与差速器壳1配合，保证行星齿轮具有良好的对中性，以利于和两个半轴齿轮2正确地啮合；（2）由于行星齿轮3和半轴齿轮2是锥齿轮传动，在传递转矩时，沿行星齿轮和半轴齿轮的轴线有很大的轴向作用力，而齿轮和差速器壳之间又有相对运动。为减少齿轮和差速器壳之间的磨损，在半轴齿轮背面与差速器壳相应的摩擦面之间装有平垫圈，而在行星齿轮和差速器壳之间装有球面垫圈。当汽车行驶一定得里程。垫圈磨损后可以通过更换垫圈来调整齿轮的啮合间隙，以提高差速器的寿命。（3）在中、重型汽车上由于需要传递的转矩较大，所以要安装四个行星齿轮，行星齿轮轴也要用十字轴。（4）为了保证行星齿轮和十字轴之间有良好的润滑，在十字轴的轴颈铣出了一个平面，以储存润滑油润滑齿轮背面。62差速器的工作原理差速器采用对称式锥齿轮结构，其原理如下图22所示。图12差速器差速原理图差速器壳3与行星齿轮5连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮6固连在一起，故为主动件，设其角速度为O半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为1和2A、B两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。行星齿轮的中心点为C，A、B、C三点到差速器旋转轴线的距离均为R。当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径R上的A、B、C三点的圆周速度都相等，其值为OR于是，12O，即差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。行星齿轮在公转的同时也在进行自传，如图当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度4自转时，啮合点A的圆周速度为1ROR4R4，啮合点B的圆周速度为2ROR4R4于是有1R2R（OR4R4）OR4R4即122O若角速度以每分钟转数N表示，则N1N22NO（11）式（11）为两半轴齿轮直径相等的对称式齿轮差速器的运动性方程式。它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此，在汽车转弯行驶或其他行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。由式（11）可得知当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；当差速器壳转速为零时，若一侧半轴齿轮受到其他外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。对称式锥齿轮差速器的转矩分配O由主减速器传来的转矩，经由差速器壳、行星齿轮轴和行星齿轮传给半轴齿轮。行星齿轮相当于一个等臂杠杆，而两个半轴齿轮的半径也是相等的。因此，当行星齿轮没有自转时，总是将转矩O平均分配给左、右两半轴齿轮，即1202。当两半轴齿轮以不同的转速朝相同的方向转动时，设左半轴转速N1大于右半轴转速N2，则行星齿轮将按顺时针的方向绕行星齿轮轴自转。此时行星齿轮孔与行星齿轮轴轴颈间以及齿轮背部与差速器壳之间都产生摩擦。行星齿轮所受的摩擦力矩R方向与行星齿轮的转向相反，此摩擦力矩使行星齿轮分别对左、右半轴齿轮附加作用了大小相等而方向相反的两个圆周力，因此当左、右驱动车轮存在转速差时，1（0R）2，2（0R）2左、右车轮上的转矩之差等于差速器的内摩擦力矩R。为了衡量差速器内摩擦力矩的大小及转矩分配特性，常以锁紧系数K表示K（21）0R0差速器内摩擦力矩R和其输入转矩0（差速器壳体上的力矩）之比定义为差速器锁紧系数K。快慢半轴的转矩之比21定义为转矩比，以KB211K1K目前广泛使用的对称式锥齿轮差速器的内摩擦力矩很小，其锁紧系数K005015，转矩比KB为1114可以认为，无论左、右驱动车轮转速是否相等，其转矩基本上总是平均分配的。这样的分配比例对于汽车在好的路面上直线或转弯行驶时，都是令人满意。但是当汽车在坏的路面行驶时，却严重影响了通过能力。例如，当汽车的一个驱动车轮接触到泥泞或冰雪路面的时候，在泥泞路面上的车轮原地滑转，而在好路面上的车轮静止不动。这是因为在泥泞路面上车轮与路面上车轮与路面之间附着力很小，路面只能对半轴作用很小的反作用很小的反作用转矩，虽然另一车轮与好路面间的附着力较大，但因对称式锥齿轮差速器具有转矩平均分配的特性，使这一个车轮分配到的转矩只能与传到滑转的驱动车轮上的很小的转矩相等，致使总的驱动力不足以克服行驶阻力，汽车便不能前进。在图23容易看出汽车在直线行驶时候两半轴的转速相等和在转弯行驶时实现两半轴转速不等图23差速器工作时转矩变化图当汽车在直线行驶时，此时行星齿轮轴将转距平均分配两半轴齿轮，两半轴齿轮转速恒等于差速器壳的转速，传递给左右车轮的转矩也是相等的。此时左右车轮的转速时相等的。而当汽车转弯行驶时，其中一个半轴转动一个角，两半轴的转矩就得不到平均分配，必然出现一个转速大，一个转速小，此时汽车就平稳地完成了转弯行驶。621差速器中的转矩分配计算当变速箱挂1档时，发动机通过变速箱输出的转矩最大，主传动比、1档变速比230I；26731INIKTFEDCE01MAX上式中TCE计算转矩，NM；TEMAX发动机最大转矩；TEMAX155NMN为驱动桥数，取1；IF为分动器传动比，IF1；I0为主减速器传动比，I032；为变速器传动效率，096；K为液力变矩器变矩系数，K1；KD为由于猛接离合器而产生的动载系数，KD1；I1为变速器最低挡传动比，I13267；代入式中，有TCE15556NM差速器的转矩MNIM1572315960TCE1MAX0（1）左右驱动车轮不存在差速情况由变速器传来的转矩，经差速器壳、行星齿轮轴和行星齿轮传给半轴齿轮。行星齿轮相当于一个等臂杠杆，而两个半轴齿轮半径也是相等的。因此，当行星齿轮没有自转时，总是将转矩平均分配给左、右两半轴齿轮，即0MMNM782101左右驱动车轮存在差速情况转矩比S较高转矩侧半轴传递转矩与较低转矩侧半轴传递转矩之比称为转矩比S，即BSM（取S13）SBM0B整理以上两个式子得，代入相关数据得，310B80MNMB在设计过程中要将安全系数考虑上，安全系数范围，该设计取。612N21N设计中较高转矩侧半轴传递转矩TCS5MBB622差速器的齿轮主要参数选择（1）行星齿轮数N行星齿轮数N需根据承载情况来选择的，由于是小轿车的差速器所以行星齿轮数N选择2个。（2）行星齿轮球面半径和节锥距的确定BR0A行星齿轮球面半径反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力，可根据经验公式来确定BR3DBTKR上式中KB为行星齿轮球面半径系数。可取252299，对于有2个行星齿轮的载货汽车取小值；对于有四个行星齿轮的乘用车和矿用车取最大值；式中由于是2个行星齿轮的差速器的轿车，所以取行星齿轮球面半径系数03BK差速器计算转矩，则615,MIN0MNMTCSED取整RB76341503RB3差速器行星齿轮球面半径确定后，可初步根据下式确定节锥距0R0A取BA980MAB34980行星齿轮和半轴齿轮齿数的选择小轿车齿轮强度要求不太高，可以选取行星齿轮齿数，半轴齿轮齿数初选为24，15Z2Z与的齿数比为16，两个半轴齿数和为48，能被行星齿轮数2整除，所以能够保证装配，2Z1满足设计要求。行星齿轮和半轴齿轮节锥角、及模数M12行星齿轮和半轴齿轮节锥角、分别为0211324/5ARCTN/ARCTNZ281当量齿数657032COS11V28458422ZV当量齿数都大于17，因此满足条件，不会根切1,锥齿轮大端端面模数M为MZAM524SIN2SI2010行星齿轮分度圆直径，半轴齿轮分度圆直径。ZD5371ZD602压力角采用推荐值，齿高系数为08。02行星齿轮轴直径D及支承长度L行星齿轮轴直径与行星齿轮安装孔直径相同，行星齿轮在轴上的支承长度也就是行星齿轮安装孔的深度。行星齿轮轴直径D为MNRTDDC71460298151033行星齿轮在轴上的支承长度L为M74差速器齿轮的几何尺寸计算查得修正系数齿侧间隙05220B汽车差速器直齿轮锥齿轮的几何尺寸计算步骤见下表序号项目计算公式结果1行星齿轮齿娄，应尽量取小值10Z152半轴齿轮齿数2542，且满足NLH60243模数M254齿面宽度；030AFMF19MM5齿工作高HG614000MM6齿全高5784521MM7压力角一般汽车；有些重型车03200328轴交角9099节圆直径；1MZD2；MD5371D60210节锥角；21ARCTN12ARCTNZ；095711节锥距210SIIDAA35012周节MT1463MT854713齿顶高，2HGZ21/37040，H621MH4361214齿根高；11782“28；901H34“215径向间隙05MHCGC0521MM16齿根角；0“11ARTNA0“22ARCTNAH；081901217面锥角；2102；73601760218根锥角；RR；98R935R19外圆直径；110COSHD220COSHD；MD40123620节锥顶点至齿轮外缘距离；1201SINH2102SINH；901M4221理论弧齿厚；21STMTTA2153,621SS22齿侧间隙BB012723弦齿厚26131BDSSX2632BDSXMSX041SX7224弦齿高114COHX224COHXHX61HX45612差速器齿轮强度计算根据轮齿弯