轎車-桑塔納3000汽車主減速器及差速器設(shè)計含4張CAD圖,轎車,桑塔納,3000,汽車,減速器,差速器,設(shè)計,CAD 桑塔納3000汽車主減速器及差速鎖設(shè)計 Design of the main reducer and differential lock of Sangtana 3000 摘 要 汽車的正常運(yùn)行離不開驅(qū)動橋，驅(qū)動橋位于主減速器之后用于進(jìn)一步降低轉(zhuǎn)速以減輕主減速器降速增扭的壓力，便于汽車可以將由發(fā)動機(jī)產(chǎn)生的高轉(zhuǎn)速低扭矩的動力轉(zhuǎn)換為可以使汽車正常行駛的驅(qū)動力。并且可以把其分配并傳送到兩邊的車輪上，以使其具有差速的功能保證汽車可以正常的轉(zhuǎn)彎。驅(qū)動橋由半軸、橋殼等裝置組成，他們共同工作相互配合使得汽車正常行駛。此次設(shè)計通過細(xì)致地闡述分析驅(qū)動橋的原理，并以桑塔納3000車型為例做具體研究說明，其中對驅(qū)動橋中的主減速器、差速器等重要部件進(jìn)行研究與設(shè)計。通過對原始數(shù)據(jù)的分析對比同類型的減速器和差速鎖，確定主減速器的傳動比，初步確定設(shè)計方案。然后根據(jù)設(shè)計汽車所使用的原則與步驟，詳細(xì)計算了相關(guān)數(shù)據(jù)，然后詳細(xì)的編寫說明書。在設(shè)計過程中，設(shè)計相關(guān)部件采用的方法、方案可行性進(jìn)行了必要的分析。最后繪制裝配圖和部分必要部件的零件圖。 關(guān)鍵詞：驅(qū)動橋 主減速器 差速器 傳動比  Abstract The normal operation of a car is inseparable from the drive axle. The drive axle is located after the final drive to reduce the pressure of the final drive to reduce the speed and increase the torque, so that the vehicle can convert the high-speed and low-torque power generated by the engine into the vehicle. The driving force for normal driving. And it can be distributed and transmitted to the wheels on both sides, so that it has a differential function to ensure that the car can turn normally. There are also half shafts, axle housings and other devices in the drive axle. They work together to make the car run normally. The drive axle is an indispensable driving mechanism in the car. In this design, the principle of the drive axle is elaborated and analyzed, and the Santana 3000 model is taken as an example to do specific research and explanation. Among them, the main reducer, differential and other important components in the drive axle are researched and designed. Through the analysis of the original data and comparison of the same type of reducer and differential lock, the transmission ratio of the main reducer is determined, and the design scheme is preliminarily determined. Then according to the principles and steps used in the design of the car, the relevant data was calculated in detail, and then the manual was written in detail. In the design process, necessary analysis was carried out on the method and the feasibility of the design related components. Finally, draw assembly drawings and parts drawings of some necessary components. Key words: drive axle； main reducer；differential transmission；ratio  目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 第一章 緒論 1 1.1課題研究內(nèi)容 1 1.2研究的基本內(nèi)容 1 1.2.1主減速器的作用 1 1.2.2主減速器的工作原理 2 1.2.3國內(nèi)主減速器的狀況 2 1.2.4國內(nèi)與國外差距 3 1.3研究內(nèi)容總結(jié) 4 第二章 驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)方案分析 5 第三章 主減速器的設(shè)計 8 3.1主減速器概述 8 3.2主減速器方案的選擇 8 3.3主減速器主從動齒輪的支撐形式 8 3.3.1主動雙曲面齒輪 8 3.3.2從動齒輪 9 3.4主減速器基本參數(shù)選擇與設(shè)計計算 9 3.4.1主減速器計算載荷的確定 11 3.4.2主減速器基本參數(shù)的選擇 13 3.4.3主減速器雙曲面圓錐齒輪相關(guān)參數(shù)的集合計算（由EXCEL生成） 16 3.4.4主減速器雙曲面錐齒輪的強(qiáng)度計算 22 3.4.5主減速器齒輪材料及其熱處理 27 3.4.6主減速器軸承的計算 28 第四章 差速器設(shè)計 35 4.1差速器的結(jié)構(gòu)形式選擇 35 4.2差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 35 4.2.1行星齒輪數(shù)目的選擇 35 4.2.2行星齒輪球面半徑RB的計算 36 4.2.3行星齒輪齒數(shù)的選擇 36 4.2.4差速器圓錐齒輪模數(shù)的初步確定 37 4.2.5壓力角 38 4.2.6行星齒輪安裝孔直徑φ與其深度L 38 4.3差速器齒輪的集合計算 39 4.4差速器齒輪的強(qiáng)度計算 41 第五章 結(jié)論 42 參考文獻(xiàn) 44 致 謝 46 VI 第一章 緒論 1.1課題研究內(nèi)容 自從汽車研制成功到今天優(yōu)秀的工程師已經(jīng)將汽車逐漸完善，現(xiàn)在汽車用減速器研制的目標(biāo)是；六高、二低、二化，是車用減速器的發(fā)展趨勢大家都在為實(shí)現(xiàn)這一目標(biāo)努力，六高指的是高傳動效率、高齒面硬度、高可靠性、高承載能力、高精度、高速度，二低指的是低噪聲、低成本，二化指的是標(biāo)準(zhǔn)化、多樣化。以上特點(diǎn)廣泛應(yīng)用于現(xiàn)代汽車制造業(yè)中使得現(xiàn)代汽車更加舒適安全。由于生活的進(jìn)步人們對于代步汽車的要求越來越高，所以大馬力、低轉(zhuǎn)速的的發(fā)動機(jī)更受大家的喜愛，這也成為發(fā)動機(jī)的發(fā)展趨勢，由于發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速降低所以普通家用汽車車橋中主減速器的速比也應(yīng)該相應(yīng)的減小。由于技術(shù)的進(jìn)步材料的性能得以在更高程度上發(fā)揮因此對齒輪的使用壽命的要求更進(jìn)一步，使其的疲勞壽命達(dá)到50萬次以上才符合要求。在軸的額定載荷相同時，車橋的承載能力更為強(qiáng)大。在本次課程設(shè)計中驅(qū)動橋的傳動齒輪選為錐齒輪，之所以選擇錐齒輪是應(yīng)為它的使用噪音更低、壽命更長，潤滑密封性大大好于直齒輪，剛性好，速比范圍寬。希望通過這次畢業(yè)設(shè)計，對所學(xué)習(xí)的專業(yè)知識進(jìn)行有效的鞏固復(fù)習(xí)提升自己專業(yè)方面實(shí)用的技能，為我今后的職業(yè)生涯打下堅實(shí)的基礎(chǔ)以至今后可以在機(jī)械行業(yè)為國家貢獻(xiàn)一份自己微薄的力量。 1.2研究的基本內(nèi)容 1.2.1主減速器的作用 改變動力的傳輸方向、為變速器的各個傳動擋位提供傳動比，是主減速器的的兩大作用。由于汽車變速器輸出的動力是垂直于橫向軸線的，同時驅(qū)動輪是在車輛的水平軸線上旋轉(zhuǎn)，所以應(yīng)該有一個機(jī)構(gòu)改變變速器動力的傳輸方向。設(shè)計中采用圓錐齒輪來實(shí)現(xiàn)這一目的，并通過一對不同齒數(shù)的齒輪相互嚙合以實(shí)現(xiàn)主減速器的功能降低轉(zhuǎn)速，由于錐齒輪的傳動特點(diǎn)同時亦可以將傳動的方向改變。汽車發(fā)動機(jī)正常工作時的轉(zhuǎn)速在200至3000r/min之間，現(xiàn)在某些汽車的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速甚至可以達(dá)到5000 r/min，要想僅通過變速箱來降低速度是不現(xiàn)實(shí)的，要是沒有主減速器與變速箱的配合，變速箱的傳動比將會大大增大，所以就要使用半徑更大的齒輪與半徑小的齒輪配合實(shí)現(xiàn)，這就會導(dǎo)致變速箱尺寸變大重量變大等一系列的問題。主減速器的原理是，無論變速器處于什么擋位，主減速器都將會提供一個恒定的傳動比用于降低轉(zhuǎn)述提高扭矩。變速器與主減速器的配合會使得主減速器的尺寸減小，車輛結(jié)構(gòu)更加科學(xué)車體總重得以減輕。此外由于發(fā)動機(jī)的功率恒定，所以減速器將轉(zhuǎn)速降下來之后主減速器輸出軸的轉(zhuǎn)矩必將會變大，與此同時變速箱和減速器的之后機(jī)構(gòu)的負(fù)載必將會變大。在驅(qū)動輪之前布置一個主減速器這樣可以使主減速器之前傳動零件傳遞的壓力減小，進(jìn)而使得汽車整體的可靠性增強(qiáng)，也會減小整部汽車的大小和質(zhì)量，使得操作更加靈敏舒適且迅速方便。 1.2.2主減速器的工作原理 發(fā)動機(jī)做活塞運(yùn)動產(chǎn)生的高速低扭的動力經(jīng)過變速箱或分動器傳至減速器，主減速器由自身的速比關(guān)系再次降低轉(zhuǎn)速增加扭矩，從主減速器出來的扭矩進(jìn)而傳遞到差速器，此時的動力即變成可使汽車正常行駛的動力。 1.2.3國內(nèi)主減速器的狀況 行星齒輪傳動在我國已有許多年的發(fā)展史，很早就有了應(yīng)用，自20世紀(jì)60年代以來，我國對行星齒輪傳動進(jìn)行了較深入、系統(tǒng)地研究和試制工作。但無論是在設(shè)計理論方面，還是在試制和應(yīng)用實(shí)踐方面，均取得了許多創(chuàng)新性的研究成果。1998 年，沈允文等應(yīng)用結(jié)構(gòu)動力學(xué)修改重分析的思想和復(fù)模態(tài)的矩陣攝動法理論，提出了一整套齒輪系統(tǒng)振動分析和減振研究的理論計算方法；第二年，他們又利用行星架附加阻尼對行星齒輪系統(tǒng)的減振，提出了一種粘性阻尼線性系統(tǒng)的動態(tài)分析和減振設(shè)計的有效方法；同一年，朱才朝等研究了運(yùn)動副間隙對內(nèi)齒行星齒輪傳動特性的影響及傳動機(jī)理。2000 年，張策等通過對齒輪、軸與軸承所組成的齒輪傳動系統(tǒng)中彎曲振動、扭轉(zhuǎn)振動和橫向振動問題的分析，并考慮到齒輪質(zhì)量偏心和輪齒嚙合摩擦力對系統(tǒng)振動的影響，應(yīng)用拉格朗日方程，建立了一對漸開線直齒輪傳動系統(tǒng)振動的數(shù)學(xué)模型；同年，楊建明研究了行星齒輪機(jī)構(gòu)彈性動力學(xué)建模問題；2005 年，楊建明研究了內(nèi)齒行星齒輪變速器的彈性動力學(xué)的問題，分析了行星齒輪軸承與球軸承的承載能力的比較及初始頻率對振動噪聲的影響；2008 年，天津大學(xué)葛楠、張俊在高速行星齒輪機(jī)構(gòu)中內(nèi)齒輪的有限元分析，研究了齒的厚度對內(nèi)齒輪剛度的影響；同年，Shuting Li 研究了少齒差行星齒輪驅(qū)動的接觸問題和數(shù)值方法，以及齒的接觸個數(shù)對系統(tǒng)動力學(xué)性能的影響。 [16]柴少彪.重型載貨汽車行星齒輪輪邊減速器動力學(xué)性能分析與研究.太原理工大學(xué).2010. （這節(jié)均引用于柴少彪的碩士論文） 1.2.4國內(nèi)與國外差距 到目前為止由于我國的歷史原因?qū)е鹿I(yè)制造開始的時間落后于其他國家近百年時間，所以在車用主減速器的開發(fā)設(shè)計上還遠(yuǎn)落后于其他國家。其中生產(chǎn)技術(shù)上于國外又較大的差距、在制造工藝上還是又許多不足、在成本控制上做的還不夠精確、齒輪制造的技術(shù)及其創(chuàng)新能力還較為缺乏、在技術(shù)的信息化上還是被國外甩得遠(yuǎn)遠(yuǎn)的。我國現(xiàn)在在汽車制造方面面臨的主要問題是，產(chǎn)品開發(fā)和創(chuàng)新能力遠(yuǎn)遠(yuǎn)不足、產(chǎn)品中屬于中低端的產(chǎn)品屬于多數(shù)的缺少擁有自主知識產(chǎn)權(quán)的高檔產(chǎn)品、行也的管理水平不足缺乏統(tǒng)一的領(lǐng)導(dǎo)。這需要學(xué)習(xí)先進(jìn)技術(shù)，加快技術(shù)創(chuàng)新，各領(lǐng)導(dǎo)層分工明確提高管理水平，了解國際步伐緊隨加快與國際先進(jìn)水平接軌，由模仿制做到創(chuàng)新開發(fā)，再到開發(fā)設(shè)計適合中國國情的高檔車用減速器總成，早日形成自己的新技術(shù)，縮短與世界先進(jìn)水平的差距。目前，上汽集團(tuán)、東風(fēng)集團(tuán)、一汽集團(tuán)、北汽集團(tuán)等各大汽車集團(tuán)積極合作共同開展項(xiàng)目，希望在汽車設(shè)計與制造方面早日實(shí)與世界先進(jìn)技術(shù)的接軌，并爭取有新的突破。 1.3研究內(nèi)容總結(jié) 主要設(shè)計的是家用轎車的主減速器和差速器（以桑塔納3000為例），且要使其可以在家用轎車中正常使用。此設(shè)計的主要任務(wù)有：選擇適合與家用轎車的方案，設(shè)計減速器與差速鎖的機(jī)構(gòu)并對其進(jìn)行優(yōu)化和改進(jìn)，對關(guān)鍵的齒輪進(jìn)行設(shè)計和對其危險截面的校核，在設(shè)計中穿插進(jìn)去對家用轎車的主減速器和差速鎖的組成和原理的介紹以至說明說更加的詳細(xì)。  第二章 驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)方案分析 驅(qū)動橋是汽車最重要的機(jī)構(gòu)之一，以桑塔納3000車型為依據(jù)結(jié)合任務(wù)書中的參數(shù)進(jìn)行設(shè)計。驅(qū)動橋作為汽車傳輸和分配動力設(shè)計的一個機(jī)構(gòu)，對其設(shè)計時其中有很多專業(yè)相關(guān)的知識需要用到，這也可以當(dāng)作是對之前專業(yè)課知識的一種復(fù)習(xí)，同時也會接觸到一些課堂上沒有的實(shí)際問題，希望通過這次設(shè)計可以提高將來會用于工作中所需技能的熟悉程度，并鍛煉獨(dú)立思考和獨(dú)立工作的能力。 在本次畢業(yè)設(shè)計中驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)是行星齒輪和移位錐齒輪相結(jié)合的傳動形式，整個設(shè)計中需要對一些關(guān)鍵部位的齒輪進(jìn)行齒面接觸校核和疲勞強(qiáng)度校核以檢驗(yàn)之前的學(xué)習(xí)成果和所設(shè)計產(chǎn)品的可靠性；根據(jù)老師提供的原始數(shù)據(jù)確定方案，通過查閱大量的文獻(xiàn)資料和機(jī)械設(shè)計手冊，并于前人的經(jīng)驗(yàn)分析對比得出總傳動比；差速器根據(jù)以往的經(jīng)驗(yàn)選用行星齒輪結(jié)構(gòu)，行星齒輪的選擇應(yīng)參考同類型設(shè)計中前人所用的參數(shù)。而且，軸的設(shè)計主要集中在齒輪的配置上。檢查最大負(fù)荷危險區(qū)的強(qiáng)度。軸承的選擇要求結(jié)構(gòu)簡單，符合要求。 因?yàn)橐O(shè)計家用轎車，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)這種工況下工作的驅(qū)動橋一般設(shè)計為非斷開式結(jié)構(gòu)，選用這種結(jié)構(gòu)的目的是為了適應(yīng)家用轎車的非獨(dú)立式懸架，這種結(jié)構(gòu)與驅(qū)動輪的剛性空心梁相得益彰是最有用的組合形式，剛性空心梁多為鑄造而成由于大批量生產(chǎn)時鑄造比較經(jīng)濟(jì)這也可以使得整車成本降低。由于主要減速器、差動裝置和半軸等所有傳動部件總和而成為驅(qū)動橋。因此驅(qū)動橋的驅(qū)動輪均則不在避震器之上，繼而考慮避震器所承受的總重時不必考慮驅(qū)動輪的重量。 為了減輕主減速器的整體尺寸，當(dāng)下家用轎車中不在使用直齒圓錐齒輪。所以在總傳動比相同的情況下我們大多選用結(jié)構(gòu)相對緊湊的螺旋錐齒輪。從前人的檢驗(yàn)可知螺旋式錐齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù)要比直齒輪的小。另外，還有運(yùn)行穩(wěn)定、噪音小的優(yōu)點(diǎn)。所以曾經(jīng)大部分汽車都采用此結(jié)構(gòu)。近年來，由于技術(shù)的進(jìn)步雙曲面齒輪的制造成本大大降低，并且在客車上得到了廣泛的應(yīng)用，在國內(nèi)家用轎車上的應(yīng)用也越來越廣泛深受廣大消費(fèi)者的喜愛。 中央二級減速橋僅在中央一級橋的速比過大或牽引總質(zhì)量較大的時候所采用的一種結(jié)構(gòu)形式，總的來說中央二級減速橋不用于家用轎車這種正常工況下工作的機(jī)械產(chǎn)品之中，它的設(shè)計是為特殊工況下工作的機(jī)械產(chǎn)品可以在惡略的環(huán)境中正常工作并保證一定的工作壽命。因此，作為系列產(chǎn)品衍生出來的模型這使得其具有天生的缺陷，因此它們很難變形為進(jìn)驅(qū)動橋，在使用這種驅(qū)動橋時應(yīng)當(dāng)考慮其因此所受到的限制。 由上述的結(jié)果可以得知，本次畢業(yè)設(shè)計所設(shè)計的以桑塔納3000為原型的減速器和差速鎖所總成的驅(qū)動橋的傳動比為4.444，小于6。并且近年來我國道路條件變好，再根據(jù)家用轎車的工作環(huán)境所決定的對汽車性能的要求。所以大多數(shù)的家用轎車已經(jīng)采用單級驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)。且單級驅(qū)動橋有以下優(yōu)點(diǎn)： (1)制造工藝簡單、成本低。是一種基本的驅(qū)動橋形式，在家用轎車中起著重要作用； (2) 單級驅(qū)動橋的機(jī)械傳動效率比其他形式的驅(qū)動橋高，減少了磨損件，提高了可靠性，增加了主減速器的使用壽命，比之前所使用的帶輪減速器相比要好的多。 (3) 由其中的差速器實(shí)現(xiàn)兩側(cè)驅(qū)動輪以不同的轉(zhuǎn)速工作，更好的保證了汽車在轉(zhuǎn)彎時的穩(wěn)定性。 (4) 將主減速器、差速器、半軸等傳動機(jī)構(gòu)集成到統(tǒng)一的驅(qū)動橋中，減少了占用的空間。 綜上所述，本設(shè)計主減速比小于6下，故選用單級減速驅(qū)動橋。  第三章 主減速器的設(shè)計 3.1主減速器概述 本次畢業(yè)設(shè)計的參考對象桑塔納3000驅(qū)動橋采用單級主傳動，但主傳動比i0不能太大，因?yàn)槿绻麄鲃颖冗^大減速器從動輪的直徑將會增大，會導(dǎo)致減速器軸與軸之間的距離會減小增加從動輪熱處理的難度，或是會增大主減速器的體積，所以一般i0≤7.6，而轎車一般為3~4.5，單級驅(qū)動橋?yàn)樽钚滦褪褂媒Y(jié)構(gòu)，其具有結(jié)構(gòu)簡單，質(zhì)量小，成本低，使用方便的優(yōu)點(diǎn)。 由上述分析結(jié)果主減速器的傳動齒輪可以選用弧齒錐齒輪傳動。 3.2主減速器方案的選擇 由于雙曲面齒輪傳動時如果齒輪的嚙合點(diǎn)保持不變，那么雙曲面齒輪傳動的直徑將會小于旋轉(zhuǎn)齒輪的直徑。因此一傳動比必須大于4.5，并且圓周尺寸受到限制，則雙曲線齒輪更為合理。 3.3主減速器主從動齒輪的支撐形式 3.3.1主動雙曲面齒輪 對于裝載質(zhì)量小于2T的卡車和質(zhì)量不足2T家用汽車。這種類型的汽車載荷較小，所以主減速器軸偏角角?的絕對值以可選用較小的值。因此，選擇懸臂支撐是最經(jīng)濟(jì)最方便的支撐方式。 3.3.2從動齒輪 從動齒輪的支承剛度被多種因素影響，影響支承剛度的重要因素主要由軸承的類型、支撐的距離和軸承之間的載荷分布這幾個因素影響。其中載荷的分布是負(fù)載和兩端支撐中心之間的距離和圖中的d的比例所影響的。如果想使得軸承的穩(wěn)定性提高，則可以再從動輪后面的差速器殼體增加加強(qiáng)筋以使得整體的剛度變大。本次設(shè)計中選用圓錐滾子軸承，其多用于兩端支撐，安裝的時候必須讓大頭向里小頭向往這樣才可以使得圓錐滾子軸承的軸向力得到平衡。如圖所示兩個軸承之間的距離應(yīng)不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70%，為了使兩個軸承所承受的載荷相同，應(yīng)使c大于d。 圖3-1 從動錐齒輪支承形式 3.4主減速器基本參數(shù)選擇與設(shè)計計算 由汽車型號，查閱相關(guān)資料，按實(shí)際需要，桑塔納3000為前驅(qū)汽車，初步確定主減速比為4.5，因?yàn)檫@是一輛比較普通的家用車，查閱桑塔納3000具體的相關(guān)參數(shù)，并與山西能源學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計（論文）任務(wù)書中的數(shù)據(jù)相結(jié)合繪制下表： 表3-1 桑坦納3000有關(guān)參數(shù) 發(fā)動機(jī)最大功率/kw及轉(zhuǎn)速/r/min 發(fā)動機(jī)最大扭轉(zhuǎn)矩/N?m轉(zhuǎn)速/r/min 主減速比i0 輪胎型號 變速器傳動比ig Pemax-np Pemax-nT 第一檔 最高檔 參數(shù) 72KW-5200r 155N·m-310 4.444 195/60R1486H 3.455 0.8 車載總重 最高車速 傳動系機(jī)械效率 車輪滾動半徑 最大道路阻力系數(shù) 參數(shù) 1640kg 170km/h 0.89 0.286m 0.472 根據(jù)公式i0=0.377~0.427rnnpvamaxighifhiLB=0.377~0.4270.272×5200170×0.8=3.8~4.8，由于4.444符合標(biāo)準(zhǔn)，故取主減速比為4.444. 3.4.1主減速器計算載荷的確定 1）、發(fā)動機(jī)最大扭矩和最低擋傳動比是確定從動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tce的主要因素 Tce=Te max?iTZ?K0?ηTn(N?m) (3-1) 式中: iTZ——為汽車整體傳動系統(tǒng)的最低擋傳動比，參考桑塔納3000車型iTZ在此取15.354； Te max——為發(fā)動機(jī)最大輸出扭矩，此數(shù)據(jù)參考桑塔納3000車型Te max在此取150 N?m； ηT——為傳動系統(tǒng)的傳動效率，在此取0.9； n——該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目在此取1； K0——為超載系數(shù)，超載系數(shù)是由結(jié)合離合器過快產(chǎn)生的沖擊載荷導(dǎo)致的。對于一般的家用汽車和越野汽車以及液力傳動以及新型自動變速器的各類汽車取K0=1.0，當(dāng)性能系數(shù)fp>時可取K0=2.0。 fp=110016-0.195magTemax 當(dāng)0.195magTemax>6 0 當(dāng)0.195magTemax<6 (3-2) （汽車滿載時的總質(zhì)量在此取1640Kg） 因?yàn)? 0.195×1640×10150=21.32≥16 所以 fp=-0.191≤0 即K0=1 由以上各參數(shù)可求Tce Tce=150×15.354×1×0.91N?m=2072.9N?m (3-3) 2）、 驅(qū)動輪打滑時，確定從動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩Tcs的方法 Tcs=G2φrrηLBiLB (3-4) 式中 : G2 ——汽車滿載時驅(qū)動橋給水平地面的最大載荷，假設(shè)前橋所承載7301N的負(fù)荷； φ——輪胎的附著系數(shù)，安裝一般輪胎的普通家用轎車，取0.85；越野汽車取1.0；安裝有專門的防滑寬輪胎的高級轎車，計算時可取1.25；故取值0.85 rr——車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為195/60R14，滾動半徑為0.286m； ηLB，iLB——分別為減速器從動齒輪到驅(qū)動輪之間的傳動效率和傳動比，ηLB取0.9，由于沒有輪邊減速器iLB取1.0。 所以 Tcs=G2φrrηLBiLB=7310×0.8×0.2870.9×1N?m=1862.6N?m 3）、確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tcf 正常行駛的扭矩根據(jù)平均拉力來確定： f=Ga+GTrriLB?ηLB?n(fR+fH+fP)(N?m) (3-5) 式中：Ga——汽車滿載時的總重量，參考桑塔納3000在此取14602N； GT——牽引掛車滿載時重量，僅用于牽引車的計算，故式中為0； fR——道路滾動阻力系數(shù)，對于轎車可取0.010～0.015；在此取0.012 fH——為汽車正常行駛的平均爬坡能力系數(shù)，對于轎車可取0.08，故在此取0.08； fP——汽車的性能系數(shù)在此取0； iLB?，ηLB，n——見上式的說明。 所以 f=Ga+GTrriLB?ηLB?n(fR+fH+fP) =14900×0.2870.9×1×1×（0.012+0.08+0）N?m=474.6N?m 以上公式參考《汽車設(shè)計(第4版)》式（3-10）～式（3-12） 3.4.2主減速器基本參數(shù)的選擇 1）、錐齒輪齒數(shù)Z1和Z2，選擇錐齒輪齒數(shù)時應(yīng)該考慮下面的影響因素： 1、應(yīng)使Z1，Z2互為質(zhì)數(shù)以使得主從動錐齒輪均勻磨合； 2、齒面重合度與輪齒彎曲強(qiáng)度要是想得到理想的值，應(yīng)使齒輪齒數(shù)的和大于或等于50； 3、主傳動比不大時，Z1可取7～12； 4、不同的主傳動比，應(yīng)對應(yīng)不同的齒數(shù)； 以上參考《汽車設(shè)計(第4版)》中表3-12、表3-13得出, 取Z1=9、Z2=40。 2）、從動錐齒輪大端分度圓直徑d2和端面模數(shù)mt的計算 d2可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選，即 d2=Kd23Tj （3-6）式中：Kd2——直徑系數(shù)，一般取13.0～16.0； Tj——從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，為Tce和Tcs中的較小者。 所以 d2=Kd23Tj=(13~16)×31862.6mm=160~196mm 初選 d2=180mm 則 mt=d2Z2=18040=4.5 參考《汽車設(shè)計(第4版)》，mt=4.5可取 故初選，mt=4.5 d2=180mm 校核mt=4.5是否合適，其中Km=0.3~0.4 故此處 mt=Km3Tc=(0.3~0.4)×31862.6=3.69~4.92，因此滿足校核。 3）、從動齒輪齒面寬F 雙曲面齒輪的齒面寬一般取為：F=0.155d2=0.155×180mm=27.8mm 4）、雙曲面齒輪的偏移距E 家用轎車中雙齒面齒輪的偏移距離E一般不可以超過減速器過從動齒輪節(jié)錐距A0的40%，或者是接近于d2的20%。 故偏移距E可取 E≈20%×180mm=36mm 故初取偏移距E=30mm 5）、中點(diǎn)螺旋角β的選擇 使主減速器傳動更平穩(wěn)、噪聲更低的方法為選用大的螺旋角，以使mF≥1.25。選用螺旋角時應(yīng)對齒面的重疊系數(shù)、齒輪強(qiáng)度和軸向力的影響做好充分的考慮，這樣從才可以選出最為適合的螺旋角。由于雙曲面齒輪傳動中存在偏移距E，因此主、從動齒輪中點(diǎn)應(yīng)選不同的螺旋角，同時主動齒輪的螺旋角應(yīng)較大。在家用轎車中，應(yīng)使mF處于1.5~1.8中。當(dāng)mF≥2.0時主減速器產(chǎn)生的噪音較小。然而，螺旋角過大，雙曲面齒輪的軸向力變大，所以選擇螺旋角時應(yīng)該充分考慮現(xiàn)狀。 主減速器齒輪的平均螺旋角為35°～40°，但是大型汽車為了防止軸向力過大一般選用較小的值，一般取為35°，在此初選用為40°。 6）、螺旋方向 兩個相互嚙合的齒輪的螺旋角應(yīng)該相反，螺旋角不同時驅(qū)動輪和從動輪之間卡頓的顯現(xiàn)減輕，避免因齒輪卡死而無法正常工作導(dǎo)致減速器的報廢，以至增加減速器的使用壽命。 7）、法向壓力角α 對“格里森” 型主減速器螺旋錐齒輪來說，規(guī)定轎車選用14°30′或16°的法向壓力角。選用此壓力角的可以在不產(chǎn)生根切的情況下選取更小的齒數(shù)，同時也可以增加壓力角和齒輪的強(qiáng)度。為了防止工作面壓力角過大，現(xiàn)代轎車用的“格里森”制雙曲面齒輪的平均壓力角為19°。 3.4.3主減速器雙曲面圓錐齒輪相關(guān)參數(shù)的集合計算（由EXCEL生成） 表3-2 雙曲面齒輪具體參數(shù) 序號 名稱 代號 數(shù)值 說明 1 小輪齒數(shù) Z1 9 2 大輪齒數(shù) Z2 40 3 齒數(shù)比的倒數(shù) Z1/Z2 0.225 4 齒寬 b2 28 5 偏置距 E 30 6 大輪分度圓直徑 de2 180 7 刀盤名義直徑 rb 63.5 8 初選小輪螺旋角 βm1c 50.5 9 βmic正切值 tan βm1c 1.2130969669 10 初選大輪分度錐角之余切值 cotδ2c 0.27 74.890424878 11 δ2c之正弦值 sinδ2c 0.96542908256 12 初定大輪中點(diǎn)分度圓半徑 rm2c 76.483992844 13 大、小輪螺旋角差角正弦值 sin△βc 0.37867887645 14 △βc之余弦值 cos△βc 0.92552812412 15 初定小輪擴(kuò)大系數(shù) Kc 1.3849023206 16 小輪小點(diǎn)分度圓半徑換算值 rm1H 17.20889839 17 初定小輪中點(diǎn)分度圓半徑 rm1c 23.832643315 18 輪齒收縮系數(shù) H 1.28 19 近似計算公法線K1K2在大輪軸線上的投影 Q 307.10669089 20 大輪軸線在小輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)偏置角正切 tanη 0.097685921181 21 η角余弦 cosη 1.0047599411 22 η角正弦 sinη 0.09722314474 23 大輪軸線在小輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)偏置角 η 5.5792890756 24 初算大輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)偏置角正弦 sinεc 0.36194391061 25 εc角正切 tanεc 0.38826856837 26 初算小輪分錐角正切 tanε1c 0.25040179057 27 δ1c角余弦 cosδ1c 0.97005072321 28 第一次校正螺旋角差值△β′的正弦 sin△β 0.37311854108 29 △β′角余弦 cos△β′ 0.92778367862 30 第一次校正小輪螺旋角正切 tanβ′m1 1.2251297956 31 擴(kuò)大系數(shù)的修正量 △K -0.0044896714784 32 大輪擴(kuò)大系數(shù)修正量的換算值 △KH -0.0010101760826 33 校正后大輪偏置角的正弦值 sinε 0.36204212311 34 ε角正切 tanε 0.38838981405 35 校正后小輪分度錐角正切 tanδ1 0.25032362133 36 δ1角 δ1 14.053693561 37 δ1角的余弦 cosδ1 0.97006858812 38 第二次校正后小輪螺旋角的正切值 sin△β 0.37321291251 39 △β值 △β 21.913902911 40 △β角余弦 cos△β 0.92774572051 41 第二次校正后小輪螺旋角的正切值 tanβm1 1.2128919269 42 βm1值 βm1 50.4952455 43 βm1余弦 cosβm1 0.63614224879 44 確定大輪螺旋角 βm2 28.581342589 45 βm2余弦 cosβm2 0.87813880686 46 βm2正切 tanβm2 0.54479534259 47 大輪分錐角余切 cotδ′2 0.26981921424 48 δ′2值 δ′2 74.900079768 49 δ′2正切 sinδ′2 0.96547299356 50 δ′2余切 cosδ′2 0.2605031645 51 Bic 24.488351963 52 B2c 293.60101246 53 兩背錐之和 B12 318.08936442 54 大輪錐距在螺旋線中點(diǎn)切線方向投影 T2 69.565448923 55 小輪錐距在螺旋線中點(diǎn)切線方向投影 T1 62.231743072 56 極限齒形角正切負(fù)值 Tanа0 0.11814744657 57 極限齒形角負(fù)值 а0 6.7381138688 58 △а0的余弦 cos△а0 0.99309281897 59 B59 0.0058517651306 60 B60 0.00021923009765 61 B61 4329.1791441 62 B62 0.0016940176434 63 B63 0.0077650128716 64 B64 86.03934022 65 齒形中點(diǎn)曲率半徑 r′0 86.637762932 66 比較r′0與r0比值 V 0.73293674549 67 A67 0.058613212011 A7 0.775 68 A68 71.276110927 A8 0.24283108191 69 A69 1.0244467447 70 rm2圓心至軸線交叉點(diǎn)距離 Am2 23.642842477 71 大輪分錐頂點(diǎn)至軸線交叉點(diǎn)距離 Ao2 -3.005991626 72 大輪分錐上中點(diǎn)錐距 Rm2 79.219194482 73 大輪分錐上外錐距 R2 93.218557744 74 大輪分錐上齒寬之半 0.5bm 13.999363261 75 大輪在平均錐距上工作齒高 h′m 0 K 76 A76 0.65619091471 77 A77 0.44326282315 78 兩側(cè)壓力角總和 аc 38 查表所得 79 sinаc 0.61566147533 80 平均壓力角 а 19 81 cosа 0.9455185756 82 tanа 0.34432761329 83 A83 1.2873287127 84 齒頂角與齒根角總和 θ∑ 5.6642463357 85 大輪齒頂高系數(shù) h＊a2 0.17 查表所得 86 大輪齒根高系數(shù) h＊f2 0.98 87 大輪中點(diǎn)齒頂高 ham2 0 88 大輪中點(diǎn)齒根高 hfm2 0.05 89 大輪齒頂角 θa2 0.96292187707 90 sinθa2 0.016805366064 91 大輪齒根角 θf2 4.7013244586 92 sinθf2 0.081961547041 93 大輪大端齒頂高 hae2 0.23526442427 94 大端齒根高 hfe2 1.1974094705 95 徑向間隙 c 0.05 96 大端齒高 he2 1.4326738948 97 大輪大端工作齒高 h′e2 1.3826738948 98 大輪頂錐角 δa2 75.863001645 99 sinδa2 0.96971450037 100 cosδa2 0.24424124912 101 大輪根錐角 δf2 70.19875531 102 sinδf2 0.94087341001 103 cosδf2 0.33875835981 104 cotδf2 0.36004669301 105 大輪大端齒項(xiàng)圓直徑 dae2 180.12257425 106 大端分度圓中心至軸線交叉點(diǎn)距離 Akm2 27.289720908 107 大輪輪冠至軸線交叉點(diǎn)距離 AKe2 27.06257946 108 大端頂圓齒頂與分度圓處齒高之差 △ham 1.3728861042 109 大端分度圓處與根圓處在齒高方向上高度差 △hmf 6.847815728 110 大輪頂錐錐頂?shù)捷S線交叉點(diǎn)距離 Aoa2 -4.3788777302 111 大輪根錐頂點(diǎn)到軸線交叉點(diǎn)的距離 Aof2 3.8418241021 112 A112 84.996520091 113 修正后小輪軸線在大輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)的偏置角正弦 sinε 0.35295562651 114 cosε 0.93564006205 115 tanε 0.37723440971 116 sinδa1 0.31695589279 117 小輪頂錐角 δa1 18.47892971 118 cosδa1 -0.99885023274 119 tanδa1 0.33418645322 120 A120 10.817947476 121 小輪頂錐頂點(diǎn)到軸線交叉點(diǎn)的距離 Aoa1 -0.24505008951 122 A122 0.021353191544 123 A123 1.2232618582 A3 0.99977209854 124 A124 20.690641052 A4 0.9355017565 125 A125 4.4252361493 A5 0.99701886432 126 A126 0.030709528631 A6 -0.51637169246 127 A127 1.0687014659 128 A128 71.276110927 129 A129 -1.0018368443 130 A130 14.961140039 131 小輪輪冠到軸線交叉點(diǎn)的距離 AKe1 56.287489603 132 14.962501006 133 小輪前輪冠到軸線交叉點(diǎn)的距離 Aki1 86.264732251 134 56.042439514 135 小輪大端齒頂圓直徑 dae1 37.457248182 136 82.438897486 137 在大輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)偏置角正弦 sinε 0.36390588563 138 大輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)偏置角 ε 21.340264541 139 cosε 0.93143572317 140 -17.180804821 141 從小輪根錐頂點(diǎn)到軸線交叉點(diǎn)距離 Aof1 30.166312812 142 0.2274950245 143 小輪根錐角 δf1 13.14963809 144 cosδf1 0.97377924286 145 tanδf1 0.23362073711 146 允許的最小側(cè)隙 jnmin 查表所得 147 允許的最大側(cè)隙 jnmax 查表所得 148 0.098766913106 149 -1.3327996722 150 大輪安裝距 65.218557744 3.4.4主減速器雙曲面錐齒輪的強(qiáng)度計算 為使主減速器具有足夠的的強(qiáng)度和使用壽命，使主減速器安全可靠地運(yùn)行，在完成以上計算后，還應(yīng)分析其關(guān)鍵部位并就此部位進(jìn)行強(qiáng)度校核。 齒輪常見的失效形式有斷齒、齒面點(diǎn)蝕剝落、齒面粘著、齒面磨損等。由于橋的變速器承受著不同的載荷，因此其損傷的主要形式是疲勞折斷，這樣容易引起表面點(diǎn)蝕導(dǎo)致的麻點(diǎn)更嚴(yán)重的可能會使齒根疲勞斷裂結(jié)。由于壽命要求在20萬km及以上，這將使制造齒輪材料的長期疲勞次數(shù)低于主減速器齒輪的循環(huán)次數(shù)。由此原因應(yīng)將主減速器中所有齒輪的許用應(yīng)力定為小于210.9N/mm2，本次設(shè)計中如何選用齒輪的需用應(yīng)力可以參考下表。 3-3 汽車驅(qū)動橋的許用應(yīng)力 Nmm2 計算載荷 主減速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力 主減速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 差速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力 最大計算轉(zhuǎn)矩Tce，Tcs中的較小者 700 2800 980 平均計算轉(zhuǎn)矩Tcf 210.9 1750 210.9 汽車驅(qū)動橋的最大輸出轉(zhuǎn)矩Tce和最大附著轉(zhuǎn)矩Tcf與汽車正常工作中的持續(xù)載荷不同。最大載荷僅可根據(jù)強(qiáng)度計算進(jìn)行分析和估值，通常情況西不用于疲勞損傷的估計依據(jù)。由上可得主減速器的壽命主要和計算的平均扭矩有關(guān)所以應(yīng)將注意力放在平均扭矩的計算上。 1）、主減速器準(zhǔn)雙曲面齒輪的強(qiáng)度計算 1、單位齒長上的圓周力 汽車制造業(yè)中根據(jù)單位齒長的圓周力來計算主減速器齒輪表面的耐磨性，即 P=PFNmm （3-7） 式中：P——齒輪上的圓周力，根據(jù)發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax和發(fā)動機(jī)最大附著力矩G2φrr兩種工況下的載荷計算N； F ——從動齒輪的齒面寬，在此取28mm。 按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計算： P=Temaxig×103d12F （3-8） 式中：Temax——發(fā)動機(jī)輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取150N?m； ig——變速器的傳動比，在此為3.455； d1——主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取40.5mm。 故上式 P=Temaxig×103d12F=150×3.455×10340.52×28Nmm≈914 按最大附著力矩計算： P=G2φrr×103d22FNmm （3-9） 式中：G2——驅(qū)動橋給水平地面的壓力，當(dāng)驅(qū)動橋后置時還得考慮汽車最大加速度的增量，在此取7301N； φ——輪胎與地面之間著系數(shù)，在此取0.85； rr——輪胎的滾動半徑，在此取0.278m。 故上式 P=G2φrr×103d22F=7301×0.85×0.287×1031802×18=706.8Nmm 以上公式參考《汽車設(shè)計(第4版)》。 表3-4 汽車車橋設(shè)計表 參數(shù)汽車 類別 按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計算時 按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩計算時 輪胎與地面的附著系數(shù) 一擋 二擋 直接擋 轎車 893 536 321 893 0．85 貨車 1429 --- 250 1429 0．85 大客車 982 --- 214 --- 牽引車 536 --- 250 --- 0．65 在技術(shù)發(fā)展到今天時，單位齒輪上的圓周力可由提高材料的質(zhì)量和完善加工工藝與熱處理方式等方式來完成，有時可以高出原來的的20%~30%。 因此，上述兩種計算方法均符合標(biāo)準(zhǔn)。 2、輪齒的彎曲強(qiáng)度計算 汽車減速器端錐齒輪齒根彎曲應(yīng)力為： σ=2×103×T?K0?Ks?KmKv?b?z?m2?J (3-10) 式中：T——該齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，N?m； K0——超載系數(shù)；在此取1.0； Ks——是尺寸系數(shù)，此系數(shù)體現(xiàn)的時減速器材料的均勻性，尺寸系數(shù)與齒輪尺寸和熱處理工藝有關(guān)，當(dāng)m≥1.6時，Ks=4m25.4，在此；Ks=4m25.4-0.65 Km——載荷分配系數(shù)，當(dāng)齒輪都采用兩端支承的形式時Km=1.00~1.10，當(dāng)僅有一個齒輪用兩端支承的形式時Km=1.10~1.25，支承剛度大時取最小值； Kv——是質(zhì)量系數(shù)，汽車驅(qū)動橋齒輪觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取Kv=1.0； z——計算齒輪的齒數(shù)； m——端面模數(shù)； J——計算彎曲應(yīng)力系數(shù)。彎曲應(yīng)力的計算需要用輪齒中點(diǎn)圓周力和齒輪中點(diǎn)端面模量計算彎曲應(yīng)力。此時對總系數(shù)修正時應(yīng)采用大終端模塊的數(shù)據(jù)。按《汽車車橋設(shè)計》的圖2-114選取小齒輪的J=0.322大齒輪J=0.276。 故上式： σ1=2×103×T?K0?Ks?KmKv?b?z?m2?J=2×103×1862.6×1×1.1×0.651×28×40×4.52×0.276=425.5Nmm2≤700Nmm2 σ1'=2×103×T?K0?Ks?KmKv?b?z?m2?J=2×103×474.6×1×1.1×0.651×28×40×4.52×0.276=108.4Nmm2≤210Nmm2 σ2=2×103×T?K0?Ks?KmKv?b?z?m2?J=2×103×465.7×1×1.1×0.651×28×9×4.52×0.322=405.3Nmm2≤700Nmm2 σ2'=2×103×T?K0?Ks?KmKv?b?z?m2?J=2×103×118.66×1×1.1×0.651×28×9×4.52×0.322=103.27Nmm2≤210Nmm2 因此，主減速器滿足抗彎強(qiáng)度要求。 3、輪齒的表面接觸強(qiáng)度計算 雙曲面齒輪輪齒齒面的計算接觸應(yīng)力為 σj=Cpd12TjzK0KsKmKf103KvbJNmm2 （3-11）式中： Tjz——主動齒輪計算轉(zhuǎn)矩，N?m； Cp——為材料的彈性系數(shù)，鋼制齒輪??；232.6N12mm2 Ks——尺寸系數(shù)，考慮了齒輪尺寸對其硬化的影響，若沒有前人的經(jīng)驗(yàn)可供借鑒時，尺寸系數(shù)可取1.0； Kf——是表面質(zhì)量系數(shù)，表面質(zhì)量系數(shù)只與齒面追后的性質(zhì)有關(guān)系，與表面涂層性能沒有關(guān)系。一般用于生產(chǎn)精密齒輪時表面質(zhì)量系數(shù)可取1.0； J——計算接觸應(yīng)力系數(shù)。此系數(shù)與相對曲率半徑、載荷位置、載荷在齒間的分布系數(shù)、有效尺寬和慣性系數(shù)有關(guān)，由《汽車車橋設(shè)計圖》中的式3-131選取J=0.233。 故上式 σj=Cpd12TjzK0KsKmKf103KvbJNmm2=232.640.52×118.67×1×1×1.1×1×1031×28×0.233=1156.4Nmm2≤1750Nmm2 綜上所述他們滿足所有接觸強(qiáng)度要求。 3.4.5主減速器齒輪材料及其熱處理 單級驅(qū)動橋中的雙曲面齒輪的材料和熱處理要符合下面的要求： 1、齒輪材料應(yīng)具有良好的鍛造性能、切削性能、良好的熱處理性能等； 2、齒輪在處理完畢以后應(yīng)達(dá)到芯部韌表面硬的效果，以適應(yīng)在主減速器工況下的沖擊載荷避免齒輪的失效； 3、選擇的材料應(yīng)在提高產(chǎn)品質(zhì)量的同時，還應(yīng)做到減少制造時間、降低廢品率、降低生產(chǎn)成本，以減少對資源的浪費(fèi)； 4、材料的抗彎曲疲勞強(qiáng)度的能力應(yīng)比一般材料的強(qiáng)，表面接觸疲勞強(qiáng)度應(yīng)高于其他材料，且其表面硬度應(yīng)較高以使其具有較好的耐磨性； 綜上所述，本次畢業(yè)設(shè)計中的主減速器和差速器所選用的材料為20CrMnTi 制造齒輪的材料經(jīng)過必要的熱處理后，齒面硬度可以達(dá)到58～64HRC，但是此時齒輪芯部的韌性還不夠，若端面模數(shù)m≤8時齒面硬度約為32～45HRC。 主減速器工作初期由于處于磨合期齒輪的表面比較粗糙，齒輪表面比較粗糙時容易產(chǎn)生膠合、咬死或劃傷的情況、磨合期的過度磨損，所以在磨合期時應(yīng)防止這些情況的發(fā)生。圓錐齒輪傳動中的大齒輪，在熱處理后進(jìn)行配對研磨。最后可以涂上厚度為0.005～0.010～0.020mm的銅涂層。這種圖層不可用于補(bǔ)償零件的公差尺寸、不可代替潤滑，僅可用于對齒輪的表面強(qiáng)化。 3.4.6主減速器軸承的計算 由于主減速器的壽命還受到它的工作量和工作條件這種非人為控制的影響，因此在校核軸承的使用壽命前應(yīng)準(zhǔn)確分析該軸承上的受力情況，其中應(yīng)包括軸向力、徑向力、圓周力、軸承反作用力的計算。最后確定軸承實(shí)際載荷。 1）、錐齒輪齒面上的作用力 汽車正常運(yùn)行時由于變換擋位會導(dǎo)致傳送到主減速器的轉(zhuǎn)速發(fā)生改變，此外由于發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速是處于動態(tài)平衡中的，所以位于發(fā)動機(jī)之后的主減速器的工作扭矩也是處于不斷變化中的。確定計算轉(zhuǎn)矩以后在計算作用在齒輪上的圓周力。經(jīng)驗(yàn)表明，軸承的主要失效形式為疲勞損傷，所以應(yīng)按輸入當(dāng)量轉(zhuǎn)矩Td進(jìn)行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式計算： Td=Temax1100fi1ig1fT11003+fi2ig2fT21003+fi3ig331003+?+fiRigRfTR100313（3-12） 式中：Temax——桑塔納3000發(fā)動機(jī)最大扭矩，在此取150N?m； fi1，fi2? fiR——為變速器處于不同擋位的使用率，可參考汽車車橋設(shè)計表3-41選??； ig1，ig2? igR——變速器各擋的傳動比； fT1，fT2? fTR——變速器在不同擋位時發(fā)動機(jī)產(chǎn)生扭矩的利用率，參考《汽車設(shè)計(