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基于CATIA的汽車兩軸式五檔變速箱設(shè)計(jì)
摘 要
汽車變速箱的主要功能是滿足汽車在前進(jìn)的過(guò)程中對(duì)速度的不同要求。除此之外，變速箱還可以用于汽車的倒退，在重要的時(shí)候還應(yīng)存在動(dòng)力的輸出這項(xiàng)功能。
變速箱按輸出轉(zhuǎn)矩給設(shè)計(jì)系列分級(jí)，不同的車型選擇不同的變速箱，也可以根據(jù)汽車制造性能的具體要求自行進(jìn)行設(shè)計(jì)制造。還可以根據(jù)性能要求類似的汽車類型在實(shí)際檢測(cè)中產(chǎn)生的隨機(jī)載荷，利用數(shù)學(xué)總結(jié)中統(tǒng)計(jì)分析的方法制成載荷譜，以便進(jìn)行變速箱的使用壽命的計(jì)算。這種設(shè)計(jì)方案是在實(shí)際生產(chǎn)當(dāng)中比較常用的可靠方案，如果在選擇設(shè)計(jì)參數(shù)時(shí)使用優(yōu)化設(shè)計(jì)的方法進(jìn)行輔助選擇 ，那么將會(huì)產(chǎn)生事半功倍的效果，即設(shè)計(jì)出用最簡(jiǎn)單最小尺就能滿足所有設(shè)計(jì)要求的變速箱。當(dāng)然設(shè)計(jì)方式并不唯一，有時(shí)還可以使用其他的分析方法，如有限元來(lái)分析。
根據(jù)變速箱的傳動(dòng)方式不同一般可分為兩種：三軸式變速箱和兩軸式變速箱。三軸式變速箱適用的汽車類型為發(fā)動(dòng)機(jī)在前驅(qū)動(dòng)力在后輪上；二軸式變速箱一般適用于發(fā)動(dòng)機(jī)在前驅(qū)動(dòng)力也在前輪上的小型汽車上。本文是關(guān)于兩軸五檔變速箱的設(shè)計(jì)說(shuō)明。
關(guān)鍵詞：齒輪；強(qiáng)度校核；檔數(shù)；軸；傳動(dòng)比
Abstract
The main function of the automobile gearbox is to meet the different requirements of speed in the process of moving forward.In addition, the gearbox can also be used to retrograde the car, and it should have the power to output this function when it is important.
The gearbox is graded according to the output torque, and different gearboxes are selected for different models, and it can be designed and manufactured according to the specific requirements of automobile manufacturing performance. Can also according to the performance requirements of similar vehicle type in the actual detection of random load, the method of using mathematical statistical analysis in the summary made load spectrum, so that the service life of the gearbox is calculated. Are frequently used in production of this kind of design scheme is reliable solution, if use when choosing design parameters optimization design method for auxiliary selection, then will produce the effect of get twice the result with half the effort, which designed with the simplest minimum scale can meet all the design requirements of transmission. Of course, the design method is not unique, sometimes other analytical methods can be used, such as finite element analysis.
According to the transmission mode of the gearbox, there are two types of transmission: three-axis gearbox and two-axle gearbox. The three-axis gearbox is suitable for the engine in the front drive on the rear wheel; The two-axis gearbox is generally suitable for the engine in the front drive and on the front wheel of the small car. This article is about the design of the two-axis five-speed gearbox.
Keywords: Gear; Strength check;Block; Axis; Transmission ratio
目 錄
引 言 1
第1章 緒論 2
1.1.1變速箱的設(shè)計(jì)要求 2
1.2變速箱的結(jié)構(gòu)形式 2
1.2.1三軸式變速 2
1.2.2二軸式的變速箱 2
第2章 變速箱的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)及操縱機(jī)構(gòu)的布置 3
2.1 變速器的傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 3
2.1.1變速箱的齒輪 3
2.2變速箱的機(jī)構(gòu)布置方案 3
2.2.1變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3
2.2.2倒擋結(jié)構(gòu)布置 4
2.2.3操縱機(jī)構(gòu)的布置方案 4
本章小結(jié) 4
第3章 變速箱的主要結(jié)構(gòu)參數(shù) 5
3.1變速箱的主要參數(shù) 5
3.1.1變速箱的傳動(dòng)比范圍、檔位 5
3.1.2確定變速箱的各檔傳動(dòng)比 5
3.1.3 確定變速箱的中心距A 6
3.1.4 確定變速箱齒輪的參數(shù) 7
3.1.5計(jì)算各檔齒輪的參數(shù) 7
3.2 變速箱齒輪的強(qiáng)度校核 12
3.3.1齒輪損壞的原因及形式 12
3.3.2變速箱齒輪彎曲應(yīng)力強(qiáng)度計(jì)算 13
3.3.3變速箱齒輪接觸應(yīng)力強(qiáng)度計(jì)算 14
3.3.4齒輪材料的選擇及熱處理 17
3.4變數(shù)箱軸的設(shè)計(jì)與校核 18
3.4.1軸的尺寸計(jì)算 18
3.4.2軸的剛度校核 18
3.4.3軸的強(qiáng)度計(jì)算 22
本章小結(jié) 25
第4章 減速器與差速器的設(shè)計(jì) 26
4.1 減速器的設(shè)計(jì) 26
4.1.1主減速齒輪計(jì)算載荷的確定 26
4.1.3主減速器基本參數(shù)的選擇 27
4.1.4主減速器螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 28
4.2差速器的設(shè)計(jì) 30
4.2.1差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 30
4.2.2差速器齒輪的幾何尺寸計(jì)算與強(qiáng)度計(jì)算 31
本章小結(jié) 33
第5章 同步器和離合器的設(shè)計(jì) 34
5.1同步器的設(shè)計(jì) 34
5.1.1慣性式同步器 34
5.1.2同步器的工作原理 34
5.1.3鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 35
5.1.4同步環(huán)主要尺寸的確定 35
5.3離合器的設(shè)計(jì) 36
5.3.1離合器的主要參數(shù)計(jì)算 36
5.3.2彈簧片的選擇和布置 36
5.3.3減振器的設(shè)計(jì) 38
5.3.4從動(dòng)盤和壓盤的設(shè)計(jì) 38
本章小結(jié) 39
總 結(jié) 40
致 謝 41
參考文獻(xiàn) 42
引 言
汽車是現(xiàn)代人生活中至關(guān)重要的代步工具，很多城市的限號(hào)政策就是因?yàn)樗郊臆囘^(guò)多，交通擁堵，而且汽車尾氣污染環(huán)境。但是人們對(duì)于汽車的需求依然很大。而變速箱可以說(shuō)是相當(dāng)于汽車的“心臟”。目前很多國(guó)家的設(shè)計(jì)師都在致力于汽車變速箱的設(shè)計(jì)，當(dāng)然我們國(guó)家也不例外，所以對(duì)汽車變速箱的研究與設(shè)計(jì)是社會(huì)發(fā)展中不可或缺的一部分。
汽車變速箱的主要功能是滿足汽車在前進(jìn)的過(guò)程中對(duì)速度的不同要求。除此之外，變速箱還可以用于汽車的倒退，在重要的時(shí)候還應(yīng)存在動(dòng)力的輸出這項(xiàng)功能。
第1章 緒論
1.1.1變速箱的設(shè)計(jì)要求
為保證變速箱具有良好的工作性能，對(duì)變速箱應(yīng)提出了相應(yīng)的設(shè)計(jì)要求。為了使汽車能夠達(dá)到不同的動(dòng)力和行駛速度，不同檔位要使用不同的傳動(dòng)比來(lái)達(dá)到不同的速度；在不需要行駛時(shí)，要有空檔，斷開動(dòng)力的傳動(dòng)；使用效率盡量提高，使用壽命盡量延長(zhǎng)；安全可靠，方便操作，制造成本低也是關(guān)鍵。
1.2變速箱的結(jié)構(gòu)形式
汽車機(jī)械傳動(dòng)系的變速箱，有三軸式和兩軸式之分，三軸式用于前置后驅(qū)動(dòng)的各類汽車；二軸式用在驅(qū)動(dòng)力在前并驅(qū)動(dòng)前輪的小轎車上。
1.2.1三軸式變速
三軸式變速箱有三根軸組成：第一軸也叫輸入軸，第二軸也叫中間軸，第三軸也叫輸出軸。輸入軸是發(fā)動(dòng)機(jī)將動(dòng)力輸入到變速箱的橋梁，也是離合器控制變速箱的開關(guān)。中間軸作為動(dòng)力的中轉(zhuǎn)站，工作時(shí)和輸入軸、輸出軸上的齒輪都進(jìn)行嚙合。三軸式變速箱的優(yōu)點(diǎn)是，當(dāng)輸入軸與輸出軸上的齒輪直接嚙合時(shí)，變速箱的傳動(dòng)效率很高而且噪音低，而且有中間軸可以在中心距小的情況下也能達(dá)到大的傳動(dòng)比。但是三軸式變速箱的不足是其他檔位工作時(shí)不如上述情況傳動(dòng)效率高。
1.2.2二軸式的變速箱
兩軸式顧名思義只包括兩根軸，即：輸入軸、輸出軸。變速箱工作時(shí)兩根軸上的齒輪直接嚙合。沒(méi)有中間軸損失動(dòng)力，其傳動(dòng)效率更高。而且結(jié)構(gòu)也更簡(jiǎn)單，產(chǎn)生的噪音小。這樣的變速箱更適用于小型汽車上。是本文主要研究的方向。
第2章 變速箱的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)及操縱機(jī)構(gòu)的布置
2.1 變速器的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)
2.1.1變速箱的齒輪
變速箱中通常采用斜齒輪，因?yàn)樾饼X輪傳動(dòng)起來(lái)更加平穩(wěn)，產(chǎn)生的噪音低。在齒輪的兩側(cè)再配以同步器或嚙合套換檔，使其工作起來(lái)更加平穩(wěn)，效率更高。
2.2變速箱的機(jī)構(gòu)布置方案
2.2.1變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
大體結(jié)構(gòu)如圖2-1所示。
圖2-1 變速箱結(jié)構(gòu)式示意圖
2.2.2倒擋結(jié)構(gòu)布置
圖2-2 倒檔的布置方式
倒檔的布置方式大致分為圖2-2所示的幾種類型。圖2-2f所示的布置方案滿足所有齒輪副都是常嚙合齒輪的要求，故選圖2-2f所示的布置方式。
2.2.3操縱機(jī)構(gòu)的布置方案
圖2-3 操縱機(jī)構(gòu)的布置方案
本章小結(jié)
本章主要詳細(xì)的介紹了變速箱的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)以及其操縱機(jī)構(gòu)的布置方案，對(duì)各個(gè)結(jié)構(gòu)的作用進(jìn)行了詳細(xì)的說(shuō)明。如：軸要采用軸側(cè)定心的矩形花鍵軸等，下面將對(duì)各個(gè)零件進(jìn)行詳細(xì)的計(jì)算。
第3章 變速箱的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)
3.1變速箱的主要參數(shù)
本次變速箱的基本設(shè)計(jì)參數(shù)如表3-1所示。
表3-1 主要參數(shù)
發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率
115Kw
車輪型號(hào)
215/60R15
發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩
189N.m
最大功率時(shí)轉(zhuǎn)速
6300r/min
最大轉(zhuǎn)矩時(shí)轉(zhuǎn)矩
4300r/min
最高車速
200km/h
總質(zhì)量
1430kg
整備質(zhì)量
2500kg
3.1.1變速箱的傳動(dòng)比范圍、檔位
根據(jù)設(shè)計(jì)手冊(cè)的介紹，微型、輕型以及各類轎車一般采用3~5個(gè)前進(jìn)檔。本文主要設(shè)計(jì)小轎車使用的變速箱，所以選用5檔式。
3.1.2確定變速箱的各檔傳動(dòng)比
（1）根據(jù)汽車需要克服的爬坡阻力以及汽車需要克服的摩擦力來(lái)確定變速箱一檔的傳動(dòng)比，可按照公式（3.1）進(jìn)行計(jì)算：
Temaxig1i0ηTrr≥mgfcosαmax+sinαmax=mgψmax (3.1)
式中：m——汽車的總質(zhì)量；
g——重力加速度；
f——滾動(dòng)阻力系數(shù)，一般范圍是f=0.018～0.020，故取f=0.019；
rr——車輪的半徑；
Temax——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；
i0——主減速比，乘用車取3.5～4，故取4；
ηT——傳動(dòng)效率，轎車可取0.9～0.92，故取ηT=0.9；
αmax——最大爬坡度，i=tan αmax=0.34,故坡度角αmax=20°；
ig1——變速箱一檔傳動(dòng)比。
將上述數(shù)據(jù)代入式子（3.1）中，求得：
ig1≥3.469
（2）根據(jù)式子（3.2）可計(jì)算附著條件有：
Temaxig1i0ηTrr≤G2φ （3.2）
式中：G2——一般乘用車滿載的時(shí)候后軸占總重量的55%～65%，取G2=60%mg；
φ——取值范圍是φ=0.5～0.6，取φ=0.6。
將上述數(shù)據(jù)代入式子（3.2）中，求得：
ig1≤3.474
求得：3.469≤ig1≤3.483，故取ig1=3.47。
（3）校核一檔傳動(dòng)比：
ig1應(yīng)滿足汽車最低穩(wěn)定車速υamax要求，則有
ig1=0.377rrnemaxυamaxi0=0.377×0.268×8003.47×4=5.82km/h<10km/h
所以υamax<[υamax]，滿足要求。
（4）確定其他檔位傳動(dòng)比
初選五檔傳動(dòng)比i5=0.77，根據(jù)設(shè)計(jì)手冊(cè)中的公式（3.3）可計(jì)算各檔傳動(dòng)比：
q=n-1ig1ign （3.3）
q=4ig1ig5=43.470.77=1.457
i2=i1q=3.471.457=2.38
i3=i2q=2.381.457=1.63
i4=i3q=1.631.457=1.12
4檔和5檔為常用檔，其檔位間公比應(yīng)小一些，取q=1.4,求得：
i5=i4q=1.121.4=0.80
3.1.3 確定變速箱的中心距A
根據(jù)設(shè)計(jì)手冊(cè)中的公式（3.4）可計(jì)算中心距：
A=K3Temaxig1ηg (3.4)
式中：K——中心距系數(shù)，轎車取K=8.9～9.3；
Temax——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩(N?m)；
ig1——變速箱一檔傳動(dòng)比；
ηg——變速箱的傳動(dòng)效率，取ηg=0.96。
將上述數(shù)據(jù)代入式子（3.3）中，取得：
A=(76.28～79.71)mm
轎車變速箱的中心距的取值范圍一般是60～80mm，故A=80mm。
3.1.4 確定變速箱齒輪的參數(shù)
1.齒輪模數(shù)
變速箱齒輪的法向模數(shù)由表3-1給出的范圍按國(guó)標(biāo)GB/T1357—1987規(guī)定選取。
表3-2 汽車變速箱的法向模數(shù)mn(mm)
車型
微型、普通級(jí)轎車
中級(jí)貨車
中型貨車
重型車
mn
2.25~2.75
2.75~3.00
3.50~4.50
4.50~6.00
變速箱中各個(gè)齒輪采用同一個(gè)法向模數(shù)，根據(jù)表3-1所給的數(shù)據(jù)，選?。簃n=2.5mm。
2.變速箱齒輪的齒形、變速箱齒輪的壓力角α和變速箱齒輪的螺旋角β
根據(jù)《減速器和變速器設(shè)計(jì)與選用手冊(cè)》選取變速箱的上述參數(shù)：
國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定了壓力角的大小為20°。β不適宜大于30°，會(huì)影響齒輪的性能，故取β=28°。
3.齒寬b
可按公式計(jì)算：
b=Kcmn
KC——齒寬系數(shù)，斜齒輪一般取KC=7.0～8.6，直齒輪一般取KC=4.4～7.0，取Kc=7；
mn——齒輪的法向模數(shù)。
4.齒頂高系數(shù)
一般汽車變速箱所采用的齒頂高系數(shù)為f0=1.0。
3.1.5計(jì)算各檔齒輪的參數(shù)
1、一檔齒輪的參數(shù)
已知一檔采用斜齒輪和一檔傳動(dòng)比，所以計(jì)算一檔的齒數(shù)和為：
Z∑=2Acosβmn=2×80×cos30°2.5≈57
齒數(shù)和取整為55，修正后得β=28.96°
可得方程組：Z1+Z2=Z∑Z2Z1=i1 求得：Z1=14Z2=43
修正中心距：A=Z∑mn2cosβ=57×2.52×cos28.96°≈80mm
斜齒輪端面模數(shù)：mt=mncosβ=2.5cos28.96°=2.8mm
嚙合角：cosα'=mt(Z1+Z2)2Acosα=0.904,α'=25°≠α
一檔齒輪參數(shù)如下表3.1所示：
表3.1 一檔齒輪參數(shù)
序號(hào)
計(jì)算項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
端面壓力角
tanαt=tanαncosβ=0.420,αt=22.78°
2
分度圓直徑
d1=Z1mt=39.2mm
d2=Z2mt=120.4mm
3
齒頂高
ha1=ha*mn=2.5mm
ha2=ha*mn=2.5mm
4
齒根高
hf1=1.25mn=3.125mm
hf2=1.25mn=3.125mm
5
齒頂圓直徑
da1=d1+2ha1=44.2mm
da2=d2+2ha2=125.4mm
6
齒根圓直徑
df1=d1-2hf1=32.95mm
df2=d2-2hf2=114.15mm
7
當(dāng)量齒數(shù)
Zv1=z1(cosβ)^3≈19
Zv2=z2(cosβ)^3≈63
8
齒寬
b1=Kcmn=17.5mm
b2=Kcmn=17.5mm
2．二檔齒輪的參數(shù)
已知三檔采用斜齒輪，且螺旋角β3≠β1，由i3=Z6Z5得：
Z∑=2Acosβmn
為了抵消或減少軸上的軸向力，還必須滿足以下條件：
tanβtanβ2=Z6Z5=i3
采用試湊法，計(jì)算出螺旋角β2=12.3°
聯(lián)立方程組：Z3+Z4=Z∑Z4Z3=i2 求得：Z3=18Z4=45
修正中心距：A=Z∑mn2cosβ=63×2.52×cos12.3°≈80mm
斜齒輪端面模數(shù)：mt=mncosβ=2.5cos12.3°=2.60mm
嚙合角：cosα'=mt(Z3+Z4)2Acosα=0.962,α'=15.84°≠α
二檔齒輪參數(shù)如下表3.2所示：
表3.2 二檔齒輪參數(shù)
序號(hào)
計(jì)算項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
端面壓力角
tanαt=tanαncosβ=0.38,αt=20.08°
2
分度圓直徑
d3=Z3mt=46.8mm
d4=Z4mt=117mm
3
齒頂高
ha3=ha*mn=2.5mm
ha4=ha*mn=2.5mm
4
齒根高
hf3=1.25mn=3.125mm
hf4=1.25mn=3.125mm
5
齒頂圓直徑
da3=d3+2ha3=51.8mm
da4=d4+2ha4=122mm
6
齒根圓直徑
df3=d3-2hf3=40.55mm
df4=d4-2hf4=110.75mm
7
當(dāng)量齒數(shù)
Zv3=z3(cosβ)^3≈19
Zv4=z4(cosβ)^3≈49
8
齒寬
b3=Kcmn=17.5mm
b4=Kcmn=17.5mm
3．三檔齒輪的參數(shù)
已知三檔采用斜齒輪，且螺旋角β3≠β1，由i3=Z6Z5得：
Z∑=2Acosβmn
為了抵消或減少軸上的軸向力，還必須滿足以下條件：
tanβtanβ3=Z6Z5=i3
采用試湊法，計(jì)算出螺旋角β2=17.5°
聯(lián)立方程組：Z5+Z6=Z∑Z6Z5=i3 求得：Z5=23Z6=38
修正中心距：A=Z∑mn2cosβ=61×2.52×cos17.5°≈80mm
斜齒輪端面模數(shù)：mt=mncosβ=2.5cos17.5°=2.60mm
嚙合角：cosα'=mt(Z5+Z6)2Acosα=0.9314,α'=21.33°≠α
三檔齒輪參數(shù)如下表3.3所示：
表3.3 三檔齒輪參數(shù)
序號(hào)
計(jì)算項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
端面壓力角
tanαt=tanαncosβ=0.378,αt=20.75°
2
分度圓直徑
d5=Z5mt59.8mm
d6=Z6mt=98.8mm
3
齒頂高
ha5=ha*mn=2.5mm
ha6=ha*mn=2.5mm
4
齒根高
hf5=1.25mn=3.125mm
hf6=1.25mn=3.125mm
5
齒頂圓直徑
da5=d5+2ha5=64.8mm
da6=d6+2ha6=103.8mm
6
齒根圓直徑
df5=d5-2hf5=53.55mm
df6=d6-2hf6=92.55mm
7
當(dāng)量齒數(shù)
Zv5=z5(cosβ)^3≈27
Zv6=z6(cosβ)^3≈44
8
齒寬
b5=Kcmn=17.5mm
b6=Kcmn=17.5mm
4．四檔齒輪的參數(shù)
已知四檔采用斜齒輪，且螺旋角β4≠β1，由i4=Z8Z7得：
Z∑=2Acosβmn
為了抵消或減少軸上的軸向力，還必須滿足以下條件：
tanβtanβ2=Z8Z7=i4
采用試湊法，計(jì)算出螺旋角β2=22°
聯(lián)立方程組：Z7+Z8=Z∑Z8Z7=i4 求得：Z7=27Z8=32
修正中心距：A=Z∑mn2cosβ=59×2.52×cos12.3°≈80mm
斜齒輪端面模數(shù)：mt=mncosβ=2.5cos22°=2.70mm
嚙合角：cosα'=mt(Z3+Z4)2Acosα=0.866,α'=30°≠α
二檔齒輪參數(shù)如下表3.2所示：
表3.4 四檔齒輪參數(shù)
序號(hào)
計(jì)算項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
端面壓力角
tanαt=tanαncosβ=0.3956,αt=21.58°
2
分度圓直徑
d7=Z7mt=72.9mm
d8=Z8mt=86.4mm
3
齒頂高
ha7=ha*mn=2.5mm
ha8=ha*mn=2.5mm
4
齒根高
hf7=1.25mn=3.125mm
hf8=1.25mn=3.125mm
5
齒頂圓直徑
da7=d7+2ha7=77.9mm
da8=d8+2ha8=91.4mm
6
齒根圓直徑
df7=d7-2hf7=66.65mm
df8=d8-2hf8=80.15mm
7
當(dāng)量齒數(shù)
Zv7=z7(cosβ)^3≈34
Zv8=z8(cosβ)^3≈41
8
齒寬
b7=Kcmn=17.5mm
b8=Kcmn=17.5mm
5．二檔齒輪的參數(shù)
已知五檔采用斜齒輪，且螺旋角β5≠β1，由i5=Z10Z9得：
Z∑=2Acosβmn
為了抵消或減少軸上的軸向力，還必須滿足以下條件：
tanβtanβ5=Z10Z9=i5
采用試湊法，計(jì)算出螺旋角β2=36°
聯(lián)立方程組：Z9+Z10=Z∑Z10Z9=i5 求得：Z9=29Z10=24
修正中心距：A=Z∑mn2cosβ=53×2.52×cos36°≈80mm
斜齒輪端面模數(shù)：mt=mncosβ=2.5cos36°=3.0mm
嚙合角：cosα'=mt(Z9+Z10)2Acosα=0.9356,α'=20.678°≠α
四檔齒輪參數(shù)如下表3.2所示：
表3.5 五檔齒輪參數(shù)
序號(hào)
計(jì)算項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
端面壓力角
tanαt=tanαncosβ=0.43,αt=23.4°
2
分度圓直徑
d9=Z9mt=87mm
d10=Z10mt=72mm
3
齒頂高
ha9=ha*mn=2.5mm
ha10=ha*mn=2.5mm
4
齒根高
hf9=1.25mn=3.125mm
hf10=1.25mn=3.125mm
5
齒頂圓直徑
da9=d9+2ha9=92mm
da10=d10+2ha10=77mm
6
齒根圓直徑
df9=d9-2hf9=80.75mm
df10=d10-2hf10=65.75mm
7
當(dāng)量齒數(shù)
Zv9=z9(cosβ)^3≈55
Zv10=z10(cosβ)^3≈46
8
齒寬
b9=Kcmn=17.5mm
b10=Kcmn=17.5mm
6.計(jì)算倒檔齒輪的參數(shù)
倒檔齒輪12的齒數(shù)Z12=21~23，初選Z12=22,模數(shù)為2.5mm，代入計(jì)算得：
A'=12mnZ1+Z12=12×2.5×12+22=42.5mm
避免干涉，齒輪間隙為0.5mm，則有：
da12+da112=A'-0.5
da11=2A'-da1-1=2×42.5-38.6-1=45.4mm
d11=da11-2ha=40.4mm
Z11=d11mn=40.42.5≈16
修正后得:d11=40mm,da1=45mm
校核：A'=da12+da112+0.5=452+38.62+0.5=42.3≈42.5,滿足要求。
所以倒檔軸與輸入軸之間的中心距為A'=42.3mm。
表3.6 倒檔齒輪參數(shù)
序號(hào)
計(jì)算項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
齒數(shù)
Z11=16
Z12=22
2
分度圓直徑
d11=Z11mn=40mm
d12=Z12mt=55mm
3
齒頂高
ha11=ha*mn=2.5mm
ha12=ha*mn=2.5mm
4
齒根高
hf11=1.25mn=3.125mm
hf12=1.25mn=3.125mm
5
齒頂圓直徑
da11=d11+2ha11=45mm
da12=d12+2ha12=60mm
6
齒根圓直徑
df11=d11-2hf11=33.75mm
df12=d12-2hf12=48.75mm
7
基圓直徑
db11=d11cosα=37.59mm
db12=d12cosα=51.68mm
8
齒寬
b11=Kcmn=17.5mm
b12=Kcmn=17.5mm
3.2 變速箱齒輪的強(qiáng)度校核
3.3.1齒輪損壞的原因及形式
齒輪在工作的過(guò)程中，當(dāng)齒輪在很大的載荷作用下，由于齒輪根部的彎曲應(yīng)力以及過(guò)渡圓角的應(yīng)力集中，齒輪就會(huì)因此斷裂。在汽車變速箱中齒輪很少會(huì)產(chǎn)生這種因?yàn)閺?qiáng)度不夠而造成的一次性斷裂。常見的斷裂一般是因?yàn)辇X輪在載荷的重復(fù)作用下過(guò)度疲勞，從而產(chǎn)生疲勞裂縫，裂縫在應(yīng)力作用下越來(lái)越大且越來(lái)越深，從而造成齒輪折斷。尤其是變速箱中的低檔小齒輪很容易在這種載荷大、齒數(shù)少的情況下發(fā)生疲勞斷裂。
高檔齒輪齒面因?yàn)榻佑|應(yīng)力的作用，會(huì)產(chǎn)生大量的尖角型的小裂縫。由于齒面互相的擠壓，使裂縫里灌進(jìn)大量的潤(rùn)滑油，從而油壓增大，裂縫在油壓的作用下變大直到從齒面上脫落。從而使齒面上產(chǎn)生大量的小坑，這就是齒面點(diǎn)蝕。由于齒面上有大量的裂縫脫落，齒輪相比原來(lái)產(chǎn)生誤差，誤差導(dǎo)致了動(dòng)載荷，動(dòng)載荷過(guò)大時(shí)可能會(huì)造成齒輪斷裂。
由于部分齒輪工作時(shí)載荷大且運(yùn)行速度快，齒輪局部溫度會(huì)升高，壓力會(huì)增大，導(dǎo)致接觸面產(chǎn)生粘連的情況。在粘連的齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)的過(guò)程中，粘連面就會(huì)產(chǎn)生拉傷，這就是所謂的齒面膠合。
3.3.2變速箱齒輪彎曲應(yīng)力強(qiáng)度計(jì)算
1.可按下式對(duì)變速箱直齒輪進(jìn)行彎曲應(yīng)力的計(jì)算：
σω=FtKσKfbPty≤σω=400~850N/mm2 (3.5)
式中：Ft——圓周力，F(xiàn)t=2Tjd(N);
Tj——計(jì)算載荷（N??mm）
Ka——應(yīng)力集中系數(shù)，直齒輪取1.65，斜齒輪取1.5；
Kf——攆擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取1.1，從動(dòng)齒輪取0.9；
b——齒輪實(shí)際接觸的寬度，斜齒輪用bcosβ代替（mm）;
Pt——端面周節(jié)，Pt=πm;
y——齒形系數(shù)，查表可得；
倒檔主動(dòng)齒輪1，查表得y=0.165,代入式子(3.5)中得，σω=686.33Mpa<σω;
倒檔傳動(dòng)齒輪12，查表得y=0.173,代入式子(3.5)中得，σω=394.56Mpa<σω;
倒檔主動(dòng)齒輪11，查表得y=0.182,代入式子(3.5)中得，σω=261.19Mpa<σω;
根據(jù)上述數(shù)據(jù)可知倒檔齒輪彎曲應(yīng)力滿足要求。
2.可按下式對(duì)變速箱斜齒輪進(jìn)行彎曲應(yīng)力計(jì)算：
σω=FtKσbPmyKε≤σω=180~350N/mm2（轎車）100~250N/mm2（貨車） （3.6）
式中：Pm——法面周節(jié)，Pbn=πmn；
kε——重合度影響系數(shù)，kε=2。
一檔斜齒輪1，查表得y=0.154,代入式子（3.6）中得，σω=346.3Mpa<σω;
一檔斜齒輪2，查表得y=0164,代入式子（3.6）中得，σω=107.0Mpa<σω;
二檔斜齒輪3，查表得y=0.157,代入式子（3.6）中得，σω=158.3Mpa<σω;
二檔斜齒輪4，查表得y=0.160,代入式子（3.6）中得，σω=337.0Mpa<σω;
三檔斜齒輪5，查表得y=0.130,代入式子（3.6）中得，σω=306.3Mpa<σω;
三檔斜齒輪6，查表得y=0.147,代入式子（3.6）中得，σω=163.7Mpa<σω;
四檔斜齒輪7，查表得y=0.137,代入式子（3.6）中得，σω=234.6Mpa<σω;
四檔斜齒輪8，查表得y=0.141,代入式子（3.6）中得，σω=346.3Mpa<σω;
五檔斜齒輪9，查表得y=0.139,代入式子（3.6）中得，σω=196.6Mpa<σω;
五檔斜齒輪10，查表得y=0.137,代入式子（3.6）中得，σω=242.9Mpa<σω;
根據(jù)上述數(shù)據(jù)可知所以各檔齒輪彎曲應(yīng)力滿足要求。
3.3.3變速箱齒輪接觸應(yīng)力強(qiáng)度計(jì)算
齒面接觸應(yīng)力可按下式計(jì)算：
σj=ZEZHZβZεKAKVKHβKHαFtd1bu+1u<σj=1900~2000Mpa (3.7)
式中：ZE——彈性系數(shù)（N/mm2）^12，取ZE=189.8;
ZH——節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，ZH=2cosβbcosαt'(cosαt)^2sinαt'；
αt——端面分度圓的壓力角；αt=tan-1(tanαncosβ)；
β——分度圓螺旋角；
βb——基圓螺旋角，βb=tan-1(tanβ?cosαt)；
αt'——端面嚙合角；
Zβ——螺旋角系數(shù)；Zβ=cosβ
Zε——重合度系數(shù)，
直齒輪 Zε=4-εα3
斜齒輪 當(dāng)εβ≥1時(shí) Zε=1εα
當(dāng)εβ<1時(shí) Zε=4-εα31-εβ+εβεα
εα——端面重合度；
εβ——縱向重合度；
Ft——端面分度圓的切向力（N），F(xiàn)t=2Tjd；
Tj——計(jì)算載荷（N?mm）,由發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和要計(jì)算的齒輪間進(jìn)行轉(zhuǎn)換得到的；
d——齒輪分度圓的直徑（mm）；
d1——主動(dòng)齒輪的分度圓直徑（mm）；
b——齒寬（mm）
u——被動(dòng)齒輪的齒數(shù)比上主動(dòng)齒輪的齒數(shù)；
KA——使用系數(shù)，轎車的各檔齒輪一般取平均值0.65；
Kv——?jiǎng)虞d系數(shù)，KV=N(CV1BP+CV2Bf+CV3+Bk+1) ，查表3-4 ；
N——臨界轉(zhuǎn)速比，N=n1nE1；
n1——主動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速（r/min）；
nE1——主動(dòng)齒輪的臨界轉(zhuǎn)速，nE1=30000πZ1Crmred；
Z1——主動(dòng)齒輪的齒數(shù)；
Cr——齒輪嚙合的剛度（N/mm?μm）, Cr=0.75εα+0.25c；
c’——c’=1q（N/mm?μm）；
q——單位齒寬的柔度（mm?μm/N）
q=0.04723+0.15551zn1+0.25791zn2-0.00635x1-0.00193x2-0.11654x1zn1- 0.24188x2zn2+0.00529x12+0.00182x22
zn1、zn2——主動(dòng)齒輪和被動(dòng)齒輪的當(dāng)量齒數(shù)；
x1、x2——主動(dòng)齒輪和被動(dòng)齒輪的變位系數(shù)；
mred——誘導(dǎo)質(zhì)量，mred=π8(dm1db1)^2(dm12Q)；
dm1——主動(dòng)齒輪的平均直徑（mm），dm1=12(da1+df1)；
db1——主動(dòng)齒輪的分度圓直徑（mm）；
da1——主動(dòng)齒輪的齒頂圓直徑（mm）；
df1——主動(dòng)齒輪的齒根圓直徑（mm）；
Q=1ρ（1+1u2），假設(shè)計(jì)算的齒輪是實(shí)心的；
ρ——鋼材的密度（kg/mm3）
表3-4
總重合度εγ
系數(shù)代號(hào)
1<εγ≤2
εγ>2
CV1
0.32
0.32
CV2
0.34
0.57εγ-0.3
CV3
0.23
0.096εγ-1.56
KHβ——齒向載荷分布系數(shù)；
當(dāng)2wmFβycr≤1時(shí) KHβ=2Fβycrwm
當(dāng)2wmFβycr>1時(shí) KHβ=1+0.5Fβycrwm；
wm——單位齒寬的平均載荷，wm=FtKAKVb
Fβy——跑和后的嚙合齒向的誤差， Fβy=0.85×（wmfsho+λFβ）
Fβ——齒向公差；
λ——補(bǔ)償系數(shù)，一般情況下為1；
fsho——1N/mm作用下產(chǎn)生的相對(duì)變形
fsho=（31γ+5）×10-3 直齒輪
fsho=（36γ+5）×10-3 斜齒輪
γ——主動(dòng)齒輪結(jié)構(gòu)尺寸的系數(shù)，γ=1+klsd12(bd1)^2；
l——軸承的跨巨（mm）；
s——小輪齒寬的中點(diǎn)到軸承跨距中點(diǎn)間的距離（mm）；
d1——主動(dòng)齒輪分度圓的直徑（mm）；
K——結(jié)構(gòu)系數(shù)，一般取0.4；
KHα——當(dāng)εγ≤2時(shí) KHα=εγ20.9+0.4crfpb-yabFtH
當(dāng)εγ>2時(shí) KHα=0.9+0.42（εγ-1）εγ×crfpb-yabFtH
當(dāng)KHα<1時(shí)，取KHα=1；
當(dāng)KHα>εγεαZε2時(shí)，則取KHα=εγεαZε2；
εα——端面重合度；
ya——齒廓跑和量，ya=0.072fpb;
fpb——基節(jié)的極限偏差，一般情況下按照大齒輪的計(jì)算。
將上述參數(shù)及查表數(shù)據(jù)代入式子（3.7）中，得：
一檔齒輪上的接觸應(yīng)力：σj=807.64Mpa<σj；
二檔齒輪上的接觸應(yīng)力：σj=746.37Mpa<σj；
三檔齒輪上的接觸應(yīng)力：σj=801.70Mpa<σj；
四檔齒輪上的接觸應(yīng)力：σj=723.27Mpa<σj；
五檔齒輪上的接觸應(yīng)力：σj=743.73Mpa<σj；
倒檔齒輪上的接觸應(yīng)力：σj=1034.68Mpa<σj
經(jīng)校核各檔齒輪的接觸強(qiáng)度滿足要求。
3.3.4齒輪材料的選擇及熱處理
為了提高齒輪的各種強(qiáng)度、性能，如：接觸強(qiáng)度和耐磨性等，大部分變速箱齒輪選擇的是滲碳合金鋼作為材料制造。當(dāng)然其他加工性能也是選擇齒輪材料和其熱處理方式的重要依據(jù)，加工成本也是考慮的關(guān)鍵。
小轎車使用的材料一般為20CrMnTi，20MnZTiB、20MnVB、20MnMoB這幾種材料也經(jīng)常被采用。
變速箱的齒輪和軸的制造材料通常采用滲碳合金剛，有時(shí)用碳氮共滲來(lái)處理，目的是減小齒輪的變形，縮短齒輪的熱處理時(shí)間。采用齒面噴丸的方式可以有效的提高齒輪的使用壽命。
3.4變數(shù)箱軸的設(shè)計(jì)與校核
3.4.1軸的尺寸計(jì)算
變速箱的最大軸徑d與支撐距離l的關(guān)系式為：
dl=0.16~0.18 輸入軸dl=0.16~0.21 輸出軸
輸入軸花鍵的直徑可以按照式（3.8）進(jìn)行選擇：
d≈4~4.63Temax=22.58~26.27 (3.8)
根據(jù)下式計(jì)算輸出軸的最小軸徑：
（3.9）
式中：——軸的許用切應(yīng)力（MPa）；
P——發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率（kw）；
將上述數(shù)據(jù)代入（3.9）式，得：
mm
所以確定軸的最小軸徑為23mm。
3.4.2軸的剛度校核
1、軸的剛度校核
根據(jù)公式計(jì)算軸的剛度，如圖3-1所示：
圖3-1 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角
可分別用下式計(jì)算， 和 ：
（3.11）
（3.12）
（3.13）
式中：——齒輪的徑向力（N）；
——齒輪的圓周力（N）；
——慣性矩（mm4），；
——軸的直徑（mm），花鍵計(jì)算平均值；
——支座間的距離（mm）。
軸的全撓度為mm。
軸的撓度在平面內(nèi)的取值范圍是=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。
計(jì)算變速器上個(gè)齒輪的圓周力、切向力、軸向力
輸入軸：
2.變速箱輸入軸的剛度計(jì)算
（1）一檔齒輪工作時(shí)的計(jì)算
已知：a=43mm；b=171mm；L=214mm；d=28mm，則有
mm
mm
mm
（2）二檔齒輪工作時(shí)的計(jì)算
已知：a=99mm；b=114.5mm；L=214mm；d=46mm，則有
mm
mmmm
（3）三檔齒輪工作時(shí)的計(jì)算
已知a=77；b=136.5mm；L=214mm；d=42mm，則有
=mm
mmmm
3、變速箱輸出軸的剛度計(jì)算
（1）一檔齒輪工作時(shí)的計(jì)算
已知：a=61mm；b=162mm；L=223mm；d=40mm，則有
mm
mm
mm
（2）二檔齒輪工作時(shí)的計(jì)算
已知：a=106mm；b=117mm；L=223mm；d=34mm，則有
mm
mm
（3）三檔齒輪工作時(shí)的計(jì)算
已知a=69；b=154mm；L=223mm；d=34mm，則有
=mm
mmmm
3.4.3軸的強(qiáng)度計(jì)算
1、輸入軸強(qiáng)度校核
已知參數(shù)：=5266.39N, =1799.28N，=tg=5266.49×tg24.11°=1711.12N
根據(jù)公式下列公式進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算：
+=
×=×
計(jì)算得=4833.86N，=432.43N，=89428.36N·mm。
（a）輸入軸水平方向受力圖（b）輸入軸垂直方向受力圖
圖3-2 輸入軸受力圖
根據(jù)下式對(duì)V面內(nèi)支反力、和彎矩進(jìn)行計(jì)算：
+=
（+）－×－= 0
得=1757.25N，=52.43N，=32332.58N·mm
彎矩圖如圖3-3所示。
=
=115953.25N·mm
===103.74＜[]
=89428.26 N·mm =32322.28N·mm
（a）輸入軸水平彎矩圖 （b）輸入軸垂直彎矩圖
圖3-3 輸入軸彎矩圖
2、輸出軸的強(qiáng)度校核
已知參數(shù)：=5213.62N，=1781.19N，=tg=5213.62×tg24.11°=1694.01N
根據(jù)下列公式對(duì)H面內(nèi)支反力、和彎矩進(jìn)行計(jì)算：
+=
=
得：=1243.54N，=539.63N，=117946.68N·mm
對(duì)V面內(nèi)支反力、和彎矩進(jìn)行計(jì)算：
受力如圖3-4（b）所示，則
+=
（+）=－= 0
得=1244.64N，=538.64N，=31712.36N·mm
=
=265267.77N·mm
===29.67＜[]
（a）輸出軸水平方向受力圖 （b）輸出軸垂直方向受力圖
圖3-4 輸入軸受力圖
彎矩圖如圖3-5所示。
=117946.68N·mm =31710.27N·mm
（a）輸出軸水平彎矩圖 （b）輸出軸垂直彎矩圖
圖3-5 輸出軸彎矩圖
本章小結(jié)
本章對(duì)變速箱各檔的齒輪和軸進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算并且進(jìn)行了強(qiáng)度校核，可以說(shuō)是本次設(shè)計(jì)的核心章節(jié)。變速箱使用的斜齒輪較多，角度計(jì)算也都不同，每一步的設(shè)計(jì)校核都至關(guān)重要。每個(gè)檔位都需要一對(duì)齒輪，本次設(shè)計(jì)有五個(gè)前進(jìn)檔和一個(gè)倒檔，齒輪較多，對(duì)軸的強(qiáng)度要求就會(huì)比較高。所以對(duì)軸的強(qiáng)度校核也是必不可少且至關(guān)重要的。
第4章 減速器與差速器的設(shè)計(jì)
4.1 減速器的設(shè)計(jì)
4.1.1主減速齒輪計(jì)算載荷的確定
根據(jù)公式（4.1）、（4.2）計(jì)算主減速器的計(jì)算載荷，即
/n=2382（） （4.1） =2646（） （4.2）
式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩190；
——傳動(dòng)比；==4×3.5=14
——傳動(dòng)效率，取=0.9；
——超載系數(shù)，取=1.0；
——滾動(dòng)半徑，取=（267毫米 X 65%）+（17 X1.4毫米/1）=0.27mm；
n——驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目1；
——可初取：=
——傳動(dòng)效率和傳動(dòng)比，分別取0.96和1。
根據(jù)公式（4.3）計(jì)算主加速器的平均轉(zhuǎn)矩為：
==147.812（） （4.3）
式中： ——取=0；
——可初選=0.034；
——可初選取=0.15；
——汽車性能系數(shù)，
當(dāng) =46.86>16時(shí)，取=0.134。
4.1.3主減速器基本參數(shù)的選擇
1．主、從動(dòng)斜齒輪齒數(shù)和
根據(jù)選擇主、從動(dòng)斜齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮如下因素選取=12。
2.從動(dòng)斜齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)
根據(jù)公式（4.4）計(jì)算分度圓直徑 ：
（4.4）
式中：——一般取13.0～16.0；
——取值為2382；
由式（4.4）得：
=（13.0～16.0）=（168.09～199.27）；
初選=197，則齒輪端面模數(shù)=/=197/48=4.1
==484.1=197.05
由于計(jì)算出來(lái)的中心距與原來(lái)的中心距不一樣，總變位是0.89
斜齒端面模數(shù)；
主減速器齒輪參數(shù)如表4.1所示。
表4.1主減速器齒輪基本參數(shù)
序號(hào)
計(jì)算項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
端面壓力角
2
分度圓直徑
3
齒頂高
4
齒根高
5
齒頂圓直徑
6
齒根圓直徑
7
當(dāng)量齒數(shù)
8
齒寬
4.1.4主減速器螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算
斜齒輪的強(qiáng)度計(jì)算：
（1）主減速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算
①單位齒長(zhǎng)上的圓周力
（4.5）
按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)：
=846<893N/mm （4.6）
式中：——為一檔傳動(dòng)比，取=3.5
按最大附著力矩計(jì)算時(shí)：
=5378 （4.7）
滿足要求。
②根據(jù)公式（4.8）計(jì)算輪齒的彎曲強(qiáng)度：
（4.8）
式中：——超載系數(shù)1.0；
——尺寸系數(shù)==0.586；
——載荷分配系數(shù)，取=1；
——質(zhì)量系數(shù)，一般取1；
J——計(jì)算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)
作用下： 從動(dòng)齒輪上的應(yīng)力=446.48MPa<700MPa；
作用下： 從動(dòng)齒輪上的應(yīng)力=198.37MPa<210.9MPa；
當(dāng)計(jì)算主動(dòng)齒輪時(shí)，/Z與從動(dòng)相當(dāng)，而，故<，<
齒輪的強(qiáng)度合格。
（2）根據(jù)公式（4.9）計(jì)算輪齒的接觸強(qiáng)度：
（4.9）
式中：——鋼制齒輪取232.6；
=1，=1，=1，=1；
相嚙合齒輪的齒數(shù)
求綜合系數(shù)J的齒輪齒數(shù)
圖4-1 彎曲計(jì)算用綜合系數(shù)J[1]
——取值為1；
J——計(jì)算應(yīng)力的綜合系數(shù)。
=1750Mpa==1750MPa
=2745.473MPa<=2800MPa
根據(jù)上述數(shù)據(jù)可知強(qiáng)度滿足要求。
大齒輪齒數(shù)
小齒輪齒數(shù)
圖4-2接觸強(qiáng)度計(jì)算綜合系數(shù)J[1]
4.2差速器的設(shè)計(jì)
4.2.1差速器齒輪的基本參數(shù)選擇
（1）乘用車一般使用2個(gè)行星齒輪。
（2）行星齒輪球面半徑（mm）可以根據(jù)公式（4.10）確進(jìn)行計(jì)算：
=36.2（mm） （4.10）
圓整取=36mm
式中：——行星齒輪球面半徑系數(shù)，2.52～2.99
=（0.98～0.99）=35.24～36.62mm 取35mm
（3）齒數(shù)的選擇：行星齒輪齒數(shù)與模數(shù)成反比。 z半軸的取值范圍是14～25。z半軸z行星的取值范圍是1.5～2。所以取z行星=14，z半軸=20。
（4.11）為齒數(shù)選擇驗(yàn)證公式，其含義是左、右兩半軸齒輪的齒數(shù)之和除以行星齒輪的數(shù)目所得的商為整數(shù)，代入計(jì)算得：
= =20 （4.11）
滿足條件。
（4）先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角：
再根據(jù)公式（4.12）可以計(jì)算出齒輪的模數(shù)：
=2.95 （4.12）
取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)3；
式中：在前面已初步確定。
根據(jù)公式（4.13）可以計(jì)算出節(jié)圓直徑d為：
（4.13）
（5）按目前的國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)選擇壓力角為，齒高系數(shù)為0.8，最少齒數(shù)可減至10。
（6）根據(jù)下列公式計(jì)算行星齒輪安裝孔直徑及其深度L：
=54.8（mm）
=11mm
4.2.2差速器齒輪的幾何尺寸計(jì)算與強(qiáng)度計(jì)算
表4.2為汽車差速器的齒輪的設(shè)計(jì)過(guò)程和主要參數(shù)：
表4.2 汽車差速器齒輪的幾何尺寸計(jì)算表
序號(hào)
項(xiàng) 目
計(jì) 算 公 式 及 結(jié) 果
1
行星齒輪齒數(shù)
2
半軸齒輪齒數(shù)
3
模數(shù)
4
齒面寬
=11.25mm，取F=11m
5
齒工作高
=1.6m=4.7mm
6
齒全高
h=1.788m+0.051=5.323mm
7
壓力角
8
軸交角
9
節(jié)圓直徑
10
節(jié)錐角
11
節(jié)錐距
A===34.6mm
12
周節(jié)
t=3.1416m=9.27mm
13
齒頂高
14
齒根高
15
徑向間隙
16
齒根角
17
面錐角
18
根錐角
19
外圓直徑
20
節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離
21
理論弧齒厚