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本科學生畢業(yè)設計 重型貨車驅(qū)動橋設計 系部名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程B07-5班 學生姓名： 許文鈺 指導教師： 呂德剛 職 稱： 講師 黑 龍 江 工 程 學 院 二○一一年六月 The Graduation Design for Bachelor's Degree The Design for Driving Axle of Heavy Truck Candidate：Xu Wenyu Specialty：Vehicle Engineering Class ： B07-5 Supervisor：Lecturer Lv Degang Heilongjiang Institute of Technology 2011-06·Harbin 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘 要 驅(qū)動橋作為汽車四大總成之一，它的性能的好壞直接影響整車性能，而對于載重貨車顯得尤為重要。當采用大功率發(fā)動機輸出大的轉(zhuǎn)矩以滿足目前載重汽車的快速、重載的高效率、高效益的需要時，必須要搭配一個高效、可靠的驅(qū)動橋。所以設計出結構簡單、工作可靠、造價低廉的驅(qū)動橋，能大大降低整車生產(chǎn)的總成本，推動汽車經(jīng)濟的發(fā)展。 本設計首先論述了驅(qū)動橋的總體結構，在分析了國內(nèi)外現(xiàn)狀、驅(qū)動橋各部分結構形式及其以往形式的優(yōu)缺點的基礎上，確定了總體設計方案：采用整體式驅(qū)動橋，主減速器的減速型式采用雙級減速器，主減速器齒輪采用螺旋錐齒輪，差速器采用普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，半軸采用全浮式型式，橋殼采用鑄造整體式橋殼。在本次設計中，主要完成了雙級減速器、圓錐行星齒輪差速器、全浮式半軸的設計和橋殼的校核材料的選取等工作。 關鍵詞： 驅(qū)動橋；設計；計算；校核；材料 I 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 ABSTRACT Drive bridge as one of its four Assembly vehicles, which have a direct impact on the performance of vehicle performance, and load goods vehicles is very important. When using the high power output of the engine torque to meet current fast and heavy-truck when the need for efficient, cost effective, must be used with an efficient, reliable drive axle. Design structure is simple, reliable, low cost drive axle, can greatly reduce the total cost of vehicle production, promote the economic development of the automobile. This design first expositions has driven bridge of overall structure, in analysis has at home and abroad status, and driven bridge the part structure form and past form of advantages and disadvantages of Foundation Shang, determine has overall design programme: used overall type driven bridge, main reducer of deceleration type type used double level reducer, main reducer gear used spiral cone gear, differential used General symmetric type cone planet gear differential, half axis used full floating type type type, bridge shell used casting overall type bridge shell. In this design, the major completed a two-stage reducer, planetary gear differential, full floating axle with tapered design and check of axle of selection of materials and so on. Key words: Driving axle；Design；Calculation；Checking；Material 11 目 錄 摘要………………………………………………………………………………………Ⅰ Abstract II 第1章……………………………………………………………………………………...1 1.1 汽車驅(qū)動橋概述 1 1.2驅(qū)動橋國內(nèi)外相關研究進展 1 1.2.1 國內(nèi)研究進展 1 1.2.2 國外研究進展 2 1.3 驅(qū)動橋的種類 3 1.3.1 非斷開式驅(qū)動橋 4 1.3.2 斷開式驅(qū)動橋 4 1.4 驅(qū)動橋結構組成 5 1.4.1 主減速器 5 1.4.2 差速器 9 1.4.3 半軸 9 1.4.4 橋殼 10 1.5 設計的主要內(nèi)容 10 第2章 主減速器設計 12 2.1 主減速器結構方案的分析及確定 12 2.1.1 主減速器比的計算 12 2.1.2主減速器結構方案的確定 13 2.2 主減速器齒輪設計 13 2.2.1 主減速器齒輪參數(shù)的選擇 13 2.2.2 主減速器齒輪計算載荷的確定 14 2.3 主減速器齒輪的材料及熱處理 15 2.4 主減速器螺旋錐齒輪的計算 16 2.4.1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 16 2.4.2 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 17 2.5 主減速器軸承的計算 19 2.6 主減速器的潤滑 22 2.7 本章小結 23 第3章 差速器設計 24 3.1 差速器結構方案的分析及確定 24 3.2 普通錐齒輪式差速器設計 24 3.2.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器 24 3.2.2差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 25 3.3差速器齒輪的材料 26 3.4 差速器齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 27 3.4.1差速器齒輪的幾何尺寸計算 27 3.4.2 差速器齒輪的強度計算 28 3.5 本章小結 29 第4章 半軸設計 30 4.1 半軸形式的確定 30 4.2 半軸的設計與計算 30 4.2.1 半軸的設計 30 4.2.2 全浮式半軸的設計計算 32 4.3 半軸的結構設計及材料與熱處理 33 4.4 本章小結 33 第5章 驅(qū)動橋橋殼的校核 34 5.1 驅(qū)動橋橋殼形式的確定 34 5.2 橋殼的受力分析及強度計算 34 5.2.1 橋殼的靜彎曲應力計算 34 5.2.2 在不平路面沖擊載荷作用下橋殼的強度計算 35 5.2.3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼的強度計算 35 5.2.4 汽車緊急制動時的橋殼強度計算 37 5.2.5 汽車受最大側(cè)向力時橋殼的強度計算 38 5.3 本章小結 41 結論 42 參考文獻 43 致謝 44 附錄………………………………………………………………………………………45 第1章 緒 論 1.1 汽車驅(qū)動橋概述 汽車驅(qū)動橋位于傳動系的末端，其基本功用是增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，將轉(zhuǎn)矩合理的分配給左、右驅(qū)動車輪具有汽車行駛運動學所要求的差速功能；同時，驅(qū)動橋還要承受作用于路面和車架或車廂之間的鉛垂力、縱向力和橫向力。 驅(qū)動橋一般由主減速器，差速器，驅(qū)動車輪的傳動裝置和橋殼組成。 對于重型載貨汽車來說，要傳遞的轉(zhuǎn)矩較乘用車和客車，以及輕型商用車都要大得多，以便能夠以較低的成本運輸較多的貨物，所以選擇功率較大的發(fā)動機，這就對傳動系統(tǒng)有較高的要求，而驅(qū)動橋在傳動系統(tǒng)中起著舉足輕重的作用。隨著目前國際上石油價格的上漲，汽車的經(jīng)濟性日益成為人們關心的話題，這不僅僅只對乘用車，對于載貨汽車，提高其燃油經(jīng)濟性也是各商用車生產(chǎn)商來提高其產(chǎn)品市場競爭力的一個法寶。為了降低油耗，不僅要在發(fā)動機的環(huán)節(jié)上節(jié)油，而且也需要從傳動系中減少能量的損失。這就必須在發(fā)動機的動力輸出之后，在從發(fā)動機—傳動軸—驅(qū)動橋這一動力輸送環(huán)節(jié)中尋找減少能量在傳遞的過程中的損失。在這一環(huán)節(jié)中，發(fā)動機是動力的輸出者，也是整個機器的心臟，而驅(qū)動橋則是將動力轉(zhuǎn)化為能量的最終執(zhí)行者。因此，在發(fā)動機相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機匹配性比較高的驅(qū)動橋便成了有效節(jié)油的措施之一。所以設計新型的驅(qū)動橋成為新的課題。 它有以下兩大難題，一是將發(fā)動機輸出扭矩通過萬向傳動軸將動力傳遞到驅(qū)動輪上，達到更好的車輪牽引力與轉(zhuǎn)向力的有效發(fā)揮，從而提高汽車的行駛能力。二是差速器向兩邊半軸傳遞動力的同時，允許兩邊半軸以不同的轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)，滿足兩邊車輪盡可能以純滾動的形式作不等距行駛，減少輪胎與地面的摩擦。 1.2驅(qū)動橋國內(nèi)外相關研究進展 1.2.1 國內(nèi)研究進展 國內(nèi)驅(qū)動橋制造企業(yè)的開發(fā)模式主要由測繪、引進、自主開發(fā)三種組成。主要存在技術含量低，開發(fā)模式落后，技術創(chuàng)新力不夠，計算機輔助設計應用少等問題。國內(nèi)的大多數(shù)中小企業(yè)中，測繪市場銷路較好的產(chǎn)品是它們的主要開發(fā)模式。特別是一些小型企業(yè)或民營企業(yè)由于自身的技術含量低，開發(fā)資金的不足，專門測繪、仿制市場上銷售較旺的汽車的車橋售往我國不健全的配件市場。這種開發(fā)模式是無法從根本上提高我國驅(qū)動橋產(chǎn)品開發(fā)水平的。中國驅(qū)動橋產(chǎn)業(yè)發(fā)展過程中存在許多問題，許多情況不容樂觀，如產(chǎn)業(yè)結構不合理、產(chǎn)業(yè)集中于勞動力密集型產(chǎn)品；技術密集型產(chǎn)品明顯落后于發(fā)達工業(yè)國家；生產(chǎn)要素決定性作用正在削弱；產(chǎn)業(yè)能源消耗大、產(chǎn)出率低、環(huán)境污染嚴重、對自然資源破壞力大；企業(yè)總體規(guī)模偏小、技術創(chuàng)新能力薄弱、管理水平落后等。我國汽車驅(qū)動橋的研究設計與世界先進驅(qū)動橋設計技術還有一定的差距，我國車橋制造業(yè)雖然有一些成果，但都是在引進國外技術、仿制、再加上自己改進的基礎上了取得的。個別比較有實力的企業(yè)，雖有自己獨立的研發(fā)機構但都處于發(fā)展的初期。我國驅(qū)動橋產(chǎn)業(yè)正處在發(fā)展階段，在科技迅速發(fā)展的推動下，高新技術在汽車領域的應用和推廣，各種國外汽車新技術的引進，研究團隊自身研發(fā)能力的提高，我國的驅(qū)動橋設計和制造會逐漸發(fā)展起來，并跟上世界先進的汽車零部件設計制造技術水平。 1.2.2 國外研究進展 國外驅(qū)動橋主要采用模塊化技術和模態(tài)分析進行驅(qū)動橋的設計分析，模塊化設計是在一定范圍內(nèi)的不同功能或相同功能不同性能、不同規(guī)格的機械產(chǎn)品進行功能分析的基礎上,劃分并設計出一系列功能模塊,然后通過模塊的選擇和組合構成不同產(chǎn)品的一種設計方法. 以DANA為代表的意大利企業(yè)多已采用了該類設計方法, 模態(tài)分析是對工程結構進行振動分析研究的最先進的現(xiàn)代方法與手段之一。它可以定義為對結構動態(tài)特性的解析分析(有限元分析)和實驗分析(實驗模態(tài)分析)，其結構動態(tài)特性用模態(tài)參數(shù)來表征。模態(tài)分析技術的特點是在對系統(tǒng)做動力學分析時，用模態(tài)坐標代替物理學坐標，從而可大大壓縮系統(tǒng)分析的自由度數(shù)目，分析精度較高。 優(yōu)點是減少設計及工裝制造的投入, 減少了零件種類, 提高規(guī)模生產(chǎn)程度, 降低制造費用, 提高市場響應速度等。國外企業(yè)為減少驅(qū)動橋的振動特性，對驅(qū)動橋進行模態(tài)分析，調(diào)整驅(qū)動橋的強度，改善整車的舒適性和平順性。 20世紀60年代以來，由于電子計算機的迅速發(fā)展，有限元法在工程上獲得了廣泛應用。有限元法不需要對所分析的結構進行嚴格的簡化，既可以考慮各種計算要求和條件，也可以計算各種工況，而且計算精度高。有限元法將具有無限個自由度的連續(xù)體離散為有限個自由度的單元集合體，使問題簡化為適合于數(shù)值解法的問題。只要確定了單元的力學特性，就可以按照結構分析的方法求解，使分析過程大為簡化，配以計算機就可以解決許多解析法無法解決的復雜工程問題。目前，有限元法己經(jīng)成為求解數(shù)學、物理、力學以及工程問題的一種有效的數(shù)值方法，也為驅(qū)動橋殼設計提供了強有力的工具。驅(qū)動橋的參數(shù)化設計是指設計對象模型的尺寸用變量及其關系表示，而不需要確定具體數(shù)值，是CAD技術在實際應用中提出的課題，它不僅可使CAD系統(tǒng)具有交互式繪圖功能，還具有自動繪圖的功能。目前它是CAD技術應用領域內(nèi)的一個重要的、且待進一步研究的課題。利用參數(shù)化設計手段開發(fā)的專用產(chǎn)品設計系統(tǒng)，可使設計人員從大量繁重而瑣碎的繪圖工作中解脫出來，可以大大提高設計速度，并減少信息的存儲量 1.3 驅(qū)動橋的種類 車橋通過懸架與車架（或承載式車身）相連，它的兩端安裝車輪，其功用是傳遞車架（或承載式車身）于車輪之間各方向的作用力及其力矩。 根據(jù)懸架結構的不同，車橋分為非斷開式和斷開式兩類。當采用非獨立懸架時，應選用非斷開式車橋，車橋中部是剛性的實心或空心梁，這種車橋即為非斷開式車橋；斷開式車橋為活動關節(jié)式結構，與獨立懸架配用。 根據(jù)車橋上車輪的作用，車橋又可分為轉(zhuǎn)向橋、驅(qū)動橋、轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋和支持橋四種類型。其中，轉(zhuǎn)向橋和支持橋都屬于從動橋，一般貨車多以前橋為轉(zhuǎn)向橋，而后橋或中后兩橋為驅(qū)動橋。 驅(qū)動橋作為汽車的重要的組成部分處于傳動系的末端，其基本功用是增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，將轉(zhuǎn)矩分配給左、右驅(qū)動車輪，并使左、石驅(qū)動車輪具有汽車行駛運動學所要求的差速功能；同時，驅(qū)動橋還要承受作用于路面和車架或車廂之間的鉛垂力、縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩等。 在一般的汽車結構中、驅(qū)動橋包括主減速器（又稱主傳動器）、差速器、驅(qū)動車輪的傳動裝置及橋殼等部件如圖1.1所示。 　 　1　　 　2　 　3 　4　 　 　　　5　 　6　 　7　 　　　8　　 　　9　 　10 1－半軸　2－圓錐滾子軸承　3－支承螺栓　4－主減速器從動錐齒輪　5－油封 6－主減速器主動錐齒輪　　7－彈簧座　　8－墊圈　　9－輪轂　　10－調(diào)整螺母 圖1.1 驅(qū)動橋 對于各種不同類型和用途的汽車，正確地確定上述機件的結構型式并成功地將它們組合成一個整體——驅(qū)動橋，乃是設計者必須先解決的問題。 驅(qū)動橋的結構型式與驅(qū)動車輪的懸掛型式密切相關。當驅(qū)動車輪采用非獨立懸掛時，例如在絕大多數(shù)的載貨汽車和部分小轎車上，都是采用非斷開式驅(qū)動橋；當驅(qū)動車輪采用獨立懸掛時，則配以斷開式驅(qū)動橋。 1.3.1 非斷開式驅(qū)動橋 普通非斷開式驅(qū)動橋，由于結構簡單、造價低廉、工作可靠，廣泛用在各種載貨汽車、客車和公共汽車上，在多數(shù)的越野汽車和部分轎車上也采用這種結構。他們的具體結構、特別是橋殼結構雖然各不相同，但是有一個共同特點，即橋殼是一根支承在左右驅(qū)動車輪上的剛性空心梁，齒輪及半軸等傳動部件安裝在其中。這時整個驅(qū)動橋、驅(qū)動車輪及部分傳動軸均屬于簧下質(zhì)量，汽車簧下質(zhì)量較大，這是它的一個缺點。 驅(qū)動橋的輪廓尺寸主要取決于主減速器的型式。在汽車輪胎尺寸和驅(qū)動橋下的 最小離地間隙已經(jīng)確定的情況下，也就限定了主減速器從動齒輪直徑的尺寸。在給定速比的條件下，如果單級主減速器不能滿足離地間隙要求，可該用雙級結構。在雙級主減速器中，通常把兩級減速器齒輪放在一個主減速器殼體內(nèi)，也可以將第二級減速齒輪作為輪邊減速器。對于輪邊減速器：越野汽車為了提高離地間隙，可以將一對圓柱齒輪構成的輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直上方；公共汽車為了降低汽車的質(zhì)心高度和車廂地板高度，以提高穩(wěn)定性和乘客上下車的方便，可將輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直下方；有些雙層公共汽車為了進一步降低車廂地板高度，在采用圓柱齒輪輪邊減速器的同時，將主減速器及差速器總成也移到一個驅(qū)動車輪的旁邊。 在少數(shù)具有高速發(fā)動機的大型公共汽車、多橋驅(qū)動汽車和超重型載貨汽車上，有時采用蝸輪式主減速器，它不僅具有在質(zhì)量小、尺寸緊湊的情況下可以得到大的傳動比以及工作平滑無聲的優(yōu)點，而且對汽車的總體布置很方便。 1.3.2 斷開式驅(qū)動橋 斷開式驅(qū)動橋區(qū)別于非斷開式驅(qū)動橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左右驅(qū)動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅(qū)動橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運動，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨立懸掛相匹配，故又稱為獨立懸掛驅(qū)動橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架橫粱或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯(lián)。主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅(qū)動車輪傳動裝置的質(zhì)量均為簧上質(zhì)量。兩側(cè)的驅(qū)動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此致立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應地就要求驅(qū)動車輪的傳動裝置及其外殼或套管作相應擺動。 汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛平順性的主要因素，而汽車簧下部分質(zhì)量的大小，對其平順性也有顯著的影響。斷開式驅(qū)動橋的簧下質(zhì)量較小，又與獨立懸掛相配合，致使驅(qū)動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性比較好，由此可大大地減小汽車在不平路面上行駛時的振動和車廂傾斜，提高汽車的行駛平順性和平均行駛速度，減小車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞，提高其可靠性及使用壽命。但是，由于斷開式驅(qū)動橋及與其相配的獨立懸掛的結構復雜，故這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的一部分轎車及一些越野汽車上，且后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅(qū)動的重型越野汽車。 故本次設計采用非獨立懸架，非斷開式驅(qū)動橋。這種類型的車一般的設計多采用雙級減速器，它與單級減速器相比，在保證離地間隙的同時可以增大主傳動比。 1.4 驅(qū)動橋結構組成 1.4.1 主減速器 主減速器的結構形式，主要是根據(jù)其齒輪類型、減速形式以及主動齒輪和從動齒輪的支承形式不同分類。 （1）主減速器齒輪的類型 主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪，雙曲面齒輪，圓柱齒輪和渦輪蝸桿等形式。 a.弧齒錐齒輪傳動 弧齒錐齒輪的特點是主，從動齒輪的軸線垂直相交于一點。由于齒輪斷面重疊影響，至少有兩對以上的齒輪同時嚙合，因此可以承受較大的載荷，加之其輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸由齒的一端連續(xù)平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向另一端，所以工作平穩(wěn)，噪聲和震動小，但弧齒錐齒輪對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍不吻合就會使工作條件急劇變壞，并加劇齒輪的磨損和使噪聲變大。 b.雙曲面齒輪傳動 雙曲面齒輪傳動的特點是主從動齒輪的軸線相互垂直但不相交，且主動齒輪軸線相對從動齒輪軸線向上或向下偏移一距離E，稱為偏移距，當偏移距大到一定程度時，可使一個齒輪軸從另一個齒輪軸旁通過。這樣就能在每個齒輪的兩邊布置尺寸緊凄的支承。這對于增強支承剛度、保證輪齒正確嚙合從而提高齒輪壽命大有好處。雙曲面齒輪的偏移距使得其主動齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺旋角。因此，雙曲面?zhèn)鲃育X輪副的法向模數(shù)或法向周節(jié)雖相等，但端面模數(shù)或端面周節(jié)是不等的。主動齒輪的端面模數(shù)或端面周節(jié)大于從動齒輪的。這一情況就使得雙曲面齒輪傳動的主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪傳動的主動齒輪有更大的直徑和更好的強度和剛度。其增大的程度與偏移距的大小有關。另外，由于雙曲面?zhèn)鲃拥闹鲃育X輪的直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合齒輪的當量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪當量曲率半徑為大，從而使齒面間的接觸應力降低。隨偏移距的不同，雙曲面齒輪與接觸應力相當?shù)穆菪F齒輪比較，負荷可提高至175％。雙曲面主動齒輪的螺旋角較大，則不產(chǎn)生根切的最少齒數(shù)可減少，所以可選用較少的齒數(shù)，這有利于大傳動比傳動。當要求傳動比大而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪更為合理。因為如果保持兩種傳動的主動齒輪直徑一樣，則雙曲面從動齒輪的直徑比螺旋錐齒輪的要小，這對于主減速比i0≥4.5的傳動有其優(yōu)越性。當傳動比小于2時，雙曲面主動齒輪相對于螺旋錐齒輪主動齒輪就顯得過大，這時選用螺旋錐齒輪更合理，因為后者具有較大的差速器可利用空間。 由于雙曲面主動齒輪螺旋角的增大，還導致其進入嚙合的平均齒數(shù)要比螺旋錐齒輪相應的齒數(shù)多，因而雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動工作得更加平穩(wěn)、無噪聲，強度也高。雙曲面齒輪的偏移距還給汽車的總布置帶來方便。 c.圓柱齒輪傳動 圓柱齒輪傳動廣泛應用于發(fā)動機橫置的前置前驅(qū)動乘用車驅(qū)動橋和雙級主減速器驅(qū)動橋以及輪邊減速器。 d.蝸桿傳動 蝸桿-蝸輪傳動簡稱蝸輪傳動，在汽車驅(qū)動橋上也得到了一定應用。在超重型汽車上，當高速發(fā)動機與相對較低車速和較大輪胎之間的配合要求有大的主減速比(通常8～14)時，主減速器采用一級蝸輪傳動最為方便，而采用其他齒輪時就需要結構較復雜、輪廓尺寸及質(zhì)量均較大、效率較低的雙級減速。與其他齒輪傳動相比，它具有體積及質(zhì)量小、傳動比大、運轉(zhuǎn)非常平穩(wěn)、最為靜寂無噪聲、便于汽車的總體布置及貫通式多橋驅(qū)動的布置、能傳遞大載荷、使用壽命長、傳動效率高、結構簡單、拆裝方便、調(diào)整容易等一系列的優(yōu)點。其惟一的缺點是耍用昂貴的有色金屬的合金(青銅)制造，材料成本高，因此未能在大批量生產(chǎn)的汽車上推廣。 在現(xiàn)代汽車驅(qū)動橋中，主減速器采用得最廣泛的是螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。 螺旋錐齒輪如圖1.2（a）所示主、從動齒輪軸線交于一點，交角都采用90度。螺旋錐齒輪的重合度大，嚙合過程是由點到線，因此，螺旋錐齒輪能承受大的載荷，而且工作平穩(wěn)，即使在高速運轉(zhuǎn)時其噪聲和振動也是很小的。 雙曲面齒輪如圖1.2（b）所示主、從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉。和螺旋錐齒輪相比，雙曲面齒輪的優(yōu)點有： ①尺寸相同時，雙曲面齒輪有更大的傳動比。 ②傳動比一定時，如果主動齒輪尺寸相同，雙曲面齒輪比螺旋錐齒輪有較大軸徑，較高的輪齒強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。 ③當傳動比一定，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面從動齒輪的直徑較小，有較大的離地間隙。 ④工作過程中，雙曲面齒輪副既存在沿齒高方向的側(cè)向滑動，又有沿齒長方向的縱向滑動，這可以改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性。 圖1.2 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪 雙曲面齒輪傳動有如下缺點： ①長方向的縱向滑動使摩擦損失增加，降低了傳動效率。 ②齒面間有大的壓力和摩擦功，使齒輪抗嚙合能力降低。 ③雙曲面主動齒輪具有較大的軸向力，使其軸承負荷增大。 ④雙曲面齒輪必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油。 （2） 主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇 現(xiàn)在汽車主減速器主動錐齒輪的支承形式有如下兩種： ① 懸臂式 懸臂式支承結構如圖1.3所示，其特點是在錐齒輪大端一側(cè)采用較長的軸徑，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度a和增加兩端的距離b，以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子向外。懸臂式支承結構簡單，支承剛度較差，多用于傳遞轉(zhuǎn)鉅較小的轎車、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中。 圖1.3 錐齒輪懸臂式支承 ② 騎馬式 騎馬式支承結構如圖1.4所示，其特點是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，在需要傳遞較大轉(zhuǎn)矩情況下，最好采用騎馬式支承。 圖1.4 主動錐齒輪騎馬式支承 （3）從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇 從動錐齒輪的兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使它們的圓錐滾子大端相向朝內(nèi)，而小端相向朝外。為了防止從動錐齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承應用兩端的調(diào)整螺母調(diào)整。主減速器從動錐齒輪采用無輻式結構并用細牙螺釘以精度較高的緊配固定在差速器殼的凸緣上。 （4）主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調(diào)整 支承主減速器的圓錐滾子軸承需預緊以消除安裝的原始間隙、磨合期間該間隙的增大及增強支承剛度。分析可知，當軸向力于彈簧變形呈線性關系時，預緊使軸向位移減小至原來的1/2。預緊力雖然可以增大支承剛度，改善齒輪的嚙合和軸承工作條件，但當預緊力超過某一理想值時，軸承壽命會急劇下降。主減速器軸承的預緊值可取為以發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩時換算所得軸向力的30％。 （a） 單級主減速器 （b） 雙級主減速器 圖1.5 主減速器 主動錐齒輪軸承預緊度的調(diào)整采用套筒與墊片，從動錐齒輪軸承預緊度的調(diào)整采用調(diào)整螺母。 （5）主減速器的減速形式 主減速器的減速形式分為單級減速（如圖1.5a）、雙級減速（如圖1.5b）、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。減速形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，有時也與制造廠的產(chǎn)品系列及制造條件有關，但它主要取決于由動力性、經(jīng)濟性等整車性能所要求的主減速比io的大小及驅(qū)動橋下的離地間隙、驅(qū)動橋的數(shù)目及布置形式等。通常單極減速器用于主減速比io≤7.6的各種中小型汽車上。 1.4.2 差速器 根據(jù)汽車行駛運動學的要求和實際的車輪、道路以及它們之間的相互聯(lián)系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的行程往往是有差別的。例如，拐彎時外側(cè)車輪行駛總要比內(nèi)側(cè)長。另外，即使汽車作直線行駛，也會由于左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路面垂向波形的不同，或由于左右車輪輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度的不同以及制造誤差等因素引起左右車輪外徑不同或滾動半徑不相等而要求車輪行程不等。在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅(qū)動車輪軸將動力傳給左右車輪，則會由于左右車輪的轉(zhuǎn)速雖然相等而行程卻又不同的這一運動學上的矛盾，引起某一驅(qū)動車輪產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)或滑移。這不僅會是輪胎過早磨、無益地消耗功率和燃料及使驅(qū)動車輪軸超載等，還會因為不能按所要求的瞬時中心轉(zhuǎn)向而使操縱性變壞。此外，由于車輪與路面間尤其在轉(zhuǎn)彎時有大的滑轉(zhuǎn)或滑移，易使汽車在轉(zhuǎn)向時失去抗側(cè)滑能力而使穩(wěn)定性變壞。為了消除由于左右車輪在運動學上的不協(xié)調(diào)而產(chǎn)生的這些弊病，汽車左右驅(qū)動輪間都有差速器，后者保證了汽車驅(qū)動橋兩側(cè)車輪在行程不等時具有以下不同速度旋轉(zhuǎn)的特性，從而滿足了汽車行駛運動學的要求。 差速器的結構型式有多種，大多數(shù)汽車都屬于公路運輸車輛，對于在公路上和市區(qū)行駛的汽車來說，由于路面較好，各驅(qū)動車輪與路面的附著系數(shù)變化很小，因此幾乎都采用了結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車也很可靠的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，作為安裝在左、右驅(qū)動車輪間的所謂輪間差速器使用；對于經(jīng)常 行駛在泥濘、松軟土路或無路地區(qū)的越野汽車來說，為了防止因某一側(cè)驅(qū)動車輪滑轉(zhuǎn)而陷車，則可采用防滑差速器。后者又分為強制鎖止式和自然鎖止式兩類。自鎖式差速器又有多種結構式的高摩擦式和自由輪式的以及變傳動比式的。 1.4.3 半軸 驅(qū)動車輪的傳動裝置置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉(zhuǎn)矩由差速器半軸齒輪傳給驅(qū)動車輪。在斷開式驅(qū)動橋和轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋中，驅(qū)動車輪的傳動裝置包括半軸和萬向接傳動裝置且多采用等速萬向節(jié)。在一般非斷開式驅(qū)動橋上，驅(qū)動車輪的傳動裝置就是半軸，這時半軸將差速器半鈾齒輪與輪轂連接起來。在裝有輪邊減速器的驅(qū)動橋上，半軸將半軸齒輪與輪邊減速器的主動齒輪連接起來。 半浮式半軸具有結構簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)點。主要用于質(zhì)量較小，使用條件好，承載負荷也不大的轎車和輕型載貨汽車。 3/4浮式半軸，因其側(cè)向力引起彎矩使軸承有歪斜的趨勢，這將急劇降低軸承的壽命，故未得到推廣。 全浮式半軸廣泛應用于輕型以上的各類汽車上，本設計采用此種半軸。 1.4.4 橋殼 驅(qū)動橋橋殼是汽車上的主要零件之一，非斷開式驅(qū)動橋的橋殼起著支承汽車荷重的作用，并將載荷傳給車輪。作用在驅(qū)動車輪上的牽引力、制動力、側(cè)向力和垂向力也是經(jīng)過橋殼傳到懸掛及車架或車廂上。因此橋完既是承載件又是傳力件，同時它又是主減速器、差速器及驅(qū)動車輪傳動裝置（如半軸）的外殼。 在汽車行駛過程中，橋殼承受繁重的載荷，設計時必須考慮在動載荷下橋殼有足夠的強度和剛度。為了減小汽車的簧下質(zhì)量以利于降低動載荷、提高汽車的行駛平順性，在保證強度和剛度的前提下應力求減小橋殼的質(zhì)量。橋殼還應結構簡單、制造方便以利于降低成本。其結構還應保證主減速器的拆裝、調(diào)整、維修和保養(yǎng)方便。在選擇橋殼的結構型式時，還應考慮汽車的類型、使用要求、制造條件、材料供應等。 結構形式分類：可分式、整體式、組合式。 按制造工藝不同分類： 鑄造式——強度、剛度較大，但質(zhì)量大，加工面多，制造工藝復雜，用于中重型貨車，本設計采用鑄造橋殼。 鋼板焊接沖壓式——質(zhì)量小，材料利用率高，制造成本低，適于大量生產(chǎn)，轎車和中小型貨車，部分重型貨車。 1.5 設計的主要內(nèi)容 汽車工業(yè)一直是CAD／CAM／CAE系統(tǒng)應用的先鋒，應用AUTOCAD軟件對重型驅(qū)動橋進行設計，使其結構更合理，同時可以鍛煉使用工具軟件的能力，提高綜合設計的能力，還可以培養(yǎng)正確的研究方法、理論聯(lián)系實際的工作作風、嚴肅求實的學習態(tài)度，本設計的主要內(nèi)容包括以下六個方面： （1）驅(qū)動橋和主減速器、差速器、半軸、驅(qū)動橋橋殼的結構形式選擇 （2）主減速器的參數(shù)選擇與設計計算 （3）差速器的設計與計算 （4）半軸的設計與計算 （5）驅(qū)動橋橋殼的設計 （6）CAD繪制裝配圖、零件圖。 第2章 主減速器設計 2.1 主減速器結構方案的分析及確定 2.1.1 主減速器比的計算 （1）設計主要參數(shù) 設計主要參數(shù) 參數(shù) 單位 數(shù)值 發(fā)動機最大功率 Pemax kW/np（r/min） 117.76/1800（2000） 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 Temax N·m/nr（r/min） 700/1250 裝載質(zhì)量 kg 8000 汽車總質(zhì)量 kg 15060 最大車速 km/h 70 最小離地間隙 mm >180 輪胎（輪輞寬度-輪輞直徑） 英寸 11.00－20 （2）主減速器比的計算 主減速比對主減速器的結構形式、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。的選擇應在汽車總體設計時和傳動系統(tǒng)的總傳動比一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌南碌墓β势胶鈭D來計算對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇值，可是汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 為了得到足夠的功率而使最高車速稍有下降，一般選得比最小值大10%～25%，即按下式選擇： =0.377=0.377×0.5194×1800/（70×1）=5.035 故取為6.293 （2.1） 式中：——車輪的滾動半徑 =0.0254[+（1-）b]=0.5194（m） 輪輞直徑d=20英寸輪輞寬度b=11英寸，=0.05； ——變速器最高檔傳動比1.0（為直接檔）。 2.1.2主減速器結構方案的確定 （1）主減速器齒輪的類型 螺旋錐齒輪能承受大的載荷，而且工作平穩(wěn)，即使在高速運轉(zhuǎn)時其噪聲和振動也是很小的。本次設計采用螺旋錐齒輪。 （2）主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇 本次設計選用： 主動錐齒輪：懸臂式支撐（圓錐滾子軸承） 從動錐齒輪：騎馬式支撐（圓錐滾子軸承） （3）從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇 從動錐齒輪的兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使它們的圓錐滾子大端相向朝內(nèi)，而小端相向朝外。為了防止從動錐齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承應用兩端的調(diào)整螺母調(diào)整。主減速器從動錐齒輪采用無輻式結構并用細牙螺釘以精度較高的緊配固定在差速器殼的凸緣上。 （4）主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調(diào)整 支承主減速器的圓錐滾子軸承需預緊以消除安裝的原始間隙、磨合期間該間隙的增大及增強支承剛度。分析可知，當軸向力于彈簧變形呈線性關系時，預緊使軸向位移減小至原來的1/2。預緊力雖然可以增大支承剛度，改善齒輪的嚙合和軸承工作條件，但當預緊力超過某一理想值時，軸承壽命會急劇下降。主減速器軸承的預緊值可取為以發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩時換算所得軸向力的30％。 主動錐齒輪軸承預緊度的調(diào)整采用調(diào)整螺母（利用叉形凸緣實現(xiàn)），從動錐齒輪軸承預緊度的調(diào)整采用調(diào)整螺母。 （5）主減速器的減速形式 主減速器的減速形式分為單級減速、雙級減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。減速形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，有時也與制造廠的產(chǎn)品系列及制造條件有關，但它主要取決于由動力性、經(jīng)濟性等整車性能所要求的主減速比的大小及驅(qū)動橋下的離地間隙、驅(qū)動橋的數(shù)目及布置形式等。 本次設計采用雙級減速，主要從傳動比及它是載重量超過7t的重型貨車和保證離地間隙上考慮。 2.2 主減速器齒輪設計 2.2.1 主減速器齒輪參數(shù)的選擇 （1）齒數(shù)的選擇 對于普通雙級主減速器，由于第一級的減速比i01比第二級的i02小些（通常i01/ i02≈1.4～2.0），這時，第一級主動錐齒輪的齒數(shù)z1可選的較大，約在9～15范圍內(nèi)。第二級圓柱齒輪傳動的齒數(shù)和，可選在68±10的范圍內(nèi)。 （2）節(jié)圓直徑地選擇 根據(jù)從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩（見式2.2，式2.3并取兩者中較小的一個為計算依據(jù)）按經(jīng)驗公式選出： =220.8～287.6mm （2.5） 式中：——直徑系數(shù)，取=13～16； ——計算轉(zhuǎn)矩，，取較小的。 計算得，=220.8～287.6mm，初取=250mm。 （3）齒輪端面模數(shù)的選擇 選定后，可按式算出從動齒輪大端模數(shù)，并用下式校核 = 9.57 （4）齒面寬的選擇 汽車主減速器螺旋錐齒輪齒面寬度推薦為： F=0.155=38.75mm，可初取F=40mm。 （5）螺旋錐齒輪螺旋方向 一般情況下主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有互相斥離的趨勢。 （6）螺旋角的選擇 螺旋角應足夠大以使1.25。因愈大傳動就愈平穩(wěn)噪聲就愈低。螺旋角過大時會引起軸向力亦過大，因此應有一個適當?shù)姆秶?。在一般機械制造用的標準制中，螺旋角推薦用35°。 2.2.2 主減速器齒輪計算載荷的確定 通常是將發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅(qū)動車輪打滑時這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩（）的較小者，作為載貨汽車計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。即 /n=30249 （） （2.1） =51903（） （2.2） 式中：——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩700； ——由發(fā)動機到所計算的主加速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比； ==6.293×7.63=48.01559 根據(jù)同類型車型的變速器傳動比選取=7.63 ——上述傳動部分的效率，取=0.9； ——超載系數(shù)，取=1.0； ——輪胎對路面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取=0.85；對越野汽車取=1.0；對于安裝專門的肪滑寬輪胎的高級轎車取=1.25； rr——車輪的滾動半徑，0.5194m； n——驅(qū)動橋數(shù)目1； ——汽車滿載時驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷，N；但后橋來說還應考慮到汽車加速時負荷增大量，可初?。? =×9.81×60%=95932.21N ——分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動輪之間的傳動效率和減速比，分別取0.96和1。 由式（3.1），式（3.2）求得的計算載荷，是最大轉(zhuǎn)矩而不是正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩，不能用它作為疲勞損壞依據(jù)。對于公路車輛來說，使用條件較非公路用車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩是根據(jù)所謂平均牽引力的值來確定的，即主加速器的平均計算轉(zhuǎn)矩為 ==7985.12（） （2.3） 式中：——汽車滿載總重15060×9.81N； ——所牽引的掛車滿載總重，N，僅用于牽引車取=0； ——道路滾動阻力系數(shù)，貨車通常取0.015～0.020，可初取 =0.020； ——汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)。貨車通常取0.05～0.09，可初取=0.08； ——汽車性能系數(shù) （2.4） 當 =46.86>16時，取=0 2.3 主減速器齒輪的材料及熱處理 汽車驅(qū)動橋主減速器的工作相當繁重，與傳動系其他齒輪比較，它具有載荷大、工作時間長、載荷變化多、帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒根彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。據(jù)此對驅(qū)動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求： （1）具有高的彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應有高的硬度； （2）輪齒芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷； （3）鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律性易控制，以提高產(chǎn)品質(zhì)量、減少制造成本并降低廢品率； （4）選擇齒輪材料的合金元素時要適應我國的情況。例如:為了節(jié)約鎳、鉻等我國發(fā)展了以錳、釩、硼、鈦、鉬、硅為主的合金結構鋼系統(tǒng)。 汽車主減速器和差速器圓錐齒輪與雙曲面齒輪目前均用滲碳合金鋼制造。常用的鋼號，，及，在本設計中采用了。 用滲碳合金鋼制造齒輪，經(jīng)滲碳、淬火、回火后，齒輪表面硬度可高達HRC58～64，而芯部硬度較低，當m≤8時為HRC32～45。 對于滲碳深度有如下的規(guī)定：當端面模數(shù)m≤5時，為0.9～1.3mm。 由于新齒輪潤滑不良，為了防止齒輪在運行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早期磨損，圓錐齒輪與雙曲面齒輪副草熱處理及精加工后均予以厚度為0.005～0.010～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面鍍層不應用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。 對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達25％。對于滑動速度高的齒輪，為了提高其耐磨性進行滲硫處理。滲硫處理時溫度低，故不會引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數(shù)可顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現(xiàn)象產(chǎn)生。 2.4 主減速器螺旋錐齒輪的計算 2.4.1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 雙重收縮齒的優(yōu)點在于能提高小齒輪粗切工序。雙重收縮齒的齒輪參數(shù)，其大、小齒輪根錐角的選定是考慮到用一把實用上最大的刀頂距的粗切刀，切出沿齒面寬方向正確的齒厚收縮來。當大齒輪直徑大于刀盤半徑時采用這種方法是最好的。 主減速器錐齒輪的幾何尺寸計算見表2.1 表2.1主減速器錐齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項 目 計算公式 計算結果 1 主動齒輪齒數(shù) 13 2 從動齒輪齒數(shù) 25 3 模數(shù) 10㎜ 4 齒面寬 =40㎜ 5 工作齒高 17㎜ 6 全齒高 =18.88㎜ 7 法向壓力角 =22.5° 8 軸交角 =90° 9 節(jié)圓直徑 = 130㎜ =250㎜ 10 節(jié)錐角 arctan =90°- =27.47° =62.53° 11 節(jié)錐距 A== A=140.91㎜ 12 周節(jié) t=3.1416 t=31.416㎜ 13 齒頂高 =11.347mm =5.66mm 14 齒根高 = =7.533mm =13.22mm 15 徑向間隙 c= c=1.88㎜ 16 齒根角 =3.06° =5.36° 17 面錐角 ； =32.83° =65.59° 18 根錐角 = = =24.41° =57.17° 19 齒頂圓直徑 = =150.14㎜ =255.22㎜ 20 節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離 =119.766㎜ =59.978㎜ 21 理論弧齒厚 =27.38mm =10.32mm 22 齒側(cè)間隙 B=0.305～0.406 0.356mm 23 螺旋角 =35° 2.4.2 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。 螺旋錐齒輪的強度計算： 1、主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 （1）單位齒長上的圓周力 （2.6） 式中：——單位齒長上的圓周力，N/m; P——作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最大附著力矩兩種載荷工況進行計算； 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時： =1775<1786.25N/mm （2.7） 按最大附著力矩計算時： =2838 N/mm （2.8） 雖然附著力矩產(chǎn)生的p很大，但由于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制p最大只有1775 N/mm 所以，校核成功。 （2）輪齒的彎曲強度計算。汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應力為 （2.9） 式中：——超載系數(shù)1.0； ——尺寸系數(shù)==0.783； ——載荷分配系數(shù)1.1~1.25； ——質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，檔齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動精度高時，取1； J——計算彎曲應力用的綜合系數(shù)，。 作用下： 從動齒輪上的應力=455.37MPa<700MPa； 作用下： 從動齒輪上的應力=125.36MPa<210.9MPa； 當計算主動齒輪時，/Z與從動相當，而，故<，< 綜上所述，故所計算的齒輪滿足彎曲強度的要求。 汽車主減速器齒輪的損壞形式主要時疲勞損壞，而疲勞壽命主要與日常行駛轉(zhuǎn)矩即平均計算轉(zhuǎn)矩有關，只能用來檢驗最大應力，不能作為疲勞壽命的計算依據(jù)。 2、輪齒的接觸強度計算 螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應力（MPa）為： （2.10） 式中：——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6； =1，=1，=1.11，=1； ——表面質(zhì)量系數(shù)，對于制造精確的齒輪可取1； J—— 計算應力的綜合系數(shù)，=0.1875。 =666.7MPa<=1750MPa =2373.45MPa<=2800MPa，故符合要求、校核合理。 2.5 主減速器軸承的計算 設計時，通常是先根據(jù)主減速器的結構尺寸初步確定軸承的型號，然后驗算軸承壽命。影響軸承壽命的主要外因是它的工作載荷及工作條件，因此在驗算軸承壽命之前，應先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力、圓周力，然后再求出軸承反力，以確定軸承載荷。 1、 作用在主減速器主動齒輪上的力 齒面寬中點的圓周力P為 （2.11） 式中：T——作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩。主動齒輪的當量轉(zhuǎn)矩； ——該齒輪齒面寬中點的分度圓直徑。 注：汽車在行駛過程中，由于變速器檔位的改變，且發(fā)動機也不盡處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài)，因此主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)矩處于經(jīng)常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式是疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉(zhuǎn)矩進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉(zhuǎn)矩可按下式求得： （2.12） 式中：——變速器Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ檔使用率為1％，3％，5％，16％， 75％； ——變速器的傳動比為7.63，4.27，2.61，1.59，1.00； ——變速器處于Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ檔時的發(fā)動機轉(zhuǎn)矩利用率50％，60％，70％，70％，60％。 對于螺旋錐齒輪 =214.51（mm） （2.13） =111.55（mm） （2.14） 式中：——主、從動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑； ——從動齒輪齒面寬 ——從動齒輪的節(jié)錐角62.53； 計算得：=19063.3N 螺旋錐齒輪的軸向力與徑向力 主動齒輪的螺旋方向為左；旋轉(zhuǎn)方向為順時針： =21729（N） （2.16） =5367.54（N） （2.17） 從動齒輪的螺旋方向為右： =6613.27（N） （2.18） =17088.3（N） （2.19） 式中：——齒廓表面的法向壓力角22.5； ——主、從動齒輪的節(jié)錐角27.47，62.53。 圖2.3主減速器主動錐齒輪的受力簡圖 2、 主減速器軸承載荷的計算 軸承的軸向載荷，就是上述的齒輪軸向力。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪徑向力、圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。當主減速器的齒輪尺寸、支承型試和軸承位置已確定，并算出齒輪的徑向力、軸向力及圓周力以后，則可計算出軸承的徑向載荷。 （1） 懸臂式支承主動錐齒輪的軸承徑向載荷 如圖2.4（a）所示軸承A、B的徑向載荷為 =10957（N） （2.20） =13368.21（N） （2.21） （a） （b） 圖2.4 主減速器軸承的布置尺寸 其尺寸為： 懸臂式支撐的主動齒輪a=101.5，b=51，c=152.5; 式中：——齒面寬中點處的圓周力； ——主動齒輪的軸向力； ——主動齒輪的徑向力； ——主動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑。 （2）雙級減速器的從動齒輪的軸承徑向載荷 軸承C、D的徑向載荷分別為 =5305.9（N） （2.22） =24561.4（N） （2.23） 式中：——齒面寬中點處的圓周力； ——從動齒輪的軸向力； ——從動齒輪的徑向力； ——第二級減速斜齒圓柱齒輪的圓周力、軸向力和徑向力；